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UNIVERSIDADE FEDERAL DE ITAJUBÁ
INSTITUTO DE RECURSOS NATURAIS
CURSO DE ENGENHARIA HÍDRICA
RENATA VITOR CHAVES DA SILVA GUIMARÃES FRANCISCO
ESTUDO EXPLORATÓRIO SOBRE CONSERVAÇÃO DE ÁGUA EM
SISTEMAS DE AR CONDICIONADO QUE EMPREGAM CHILLER DE
ÁGUA GELADA E TERMOACUMULAÇÃO
TRABALHO FINAL DE GRADUAÇÃO
UNIFEI
ITAJUBÁ/MG
2015
RENATA VITOR CHAVES DA SILVA GUIMARÃES FRANCISCO
ESTUDO EXPLORATÓRIO SOBRE CONSERVAÇÃO DE ÁGUA EM
SISTEMAS DE AR CONDICIONADO QUE EMPREGAM CHILLER DE
ÁGUA GELADA E TERMOACUMULAÇÃO
Monografia submetida à banca examinadora do
Trabalho Final de Graduação apresentado à
Universidade Federal de Itajubá, como parte dos
requisitos para a obtenção do título de
Engenheiro(a) Hídrico.
Orientador: Prof. Dr. Roberto Alves Almeida
Itajubá
2015
DEDICATÓRIA
Dedico esse trabalho à Virgem Maria e a
minha família, sem a qual jamais teria
conseguido chegar aqui.
AGRADECIMENTOS
Agradeço a minha mãe Sandia, minha vó Márcia, minha irmã Nathália, tias
Regina e Eva, meus primos Ana Paula, Ana Clara, Pedro, Ana Júlia e André pela
apoio, pelo carinho e amor de vocês!
Agradeço aos amigos pelo apoio, incentivo, mas principalmente pela paciência
de aguentar meus altos e baixos nessa jornada. Em especial, muito obrigada para
Veruska, Érica, Carol e Vinícius.
Agradeço ao professor Dr. Roberto Alves de Almeida pela orientação desse
trabalho.
E, por fim, agradeço a todos que contribuíram direta ou indiretamente para esse
trabalho.
“Planet earth is blue and there’s nothing I can do.”
David Bowie
RESUMO
A crescente demanda por energia elétrica associada a constantes reajustes na tarifa
de energia elétrica tem levado os setores industriais e comerciais a procurarem saídas
para que possam diminuir a dependência do setor elétrico. Associado a esse situação,
o Brasil está presenciando um cenário de escassez de água, de modo que a antiga
concepção de que o Brasil possui abundância hídrica vem cedendo lugar a cultura do
uso eficiente e sustentável de água. Assim, uma alternativa é o uso de
termoacumulação em conjunto sistemas de refrigeração, através da instalação de um
sistema de água gelada ou de gelo. A implementação do sistema alternativo requer
estudos de conservação de energia, de modo a compreender se há viabilidade da
implementação do mesmo. Além desse, tem-se também a necessidade de estudo de
eficiência hídrica para esses sistemas. O presente trabalho analisa a simulação de
quatro modelos configuração de um sistema de refrigeração utilizando um chiller de
água gelada para um shopping center hipotético. Os modelos podem ser divididos em
dois grupos, sendo que em dois modelos a demanda de energia térmica é igual a
capacidade nominal do chiller (modelo sem termoacumulação e modelo com
termoacumulação total). Nos outros dois modelos a capacidade nominal do chiller é
menor que a demanda de consumo de energia térmica (modelo com
termoacumulação parcial e carregamento descontínuo e modelo com
termoacumulação e carregamento contínuo). Os resultados mostraram que é possível
obter redução no consumo de água nos modelos de operação onde a capacidade do
chiller é menor que a demanda de consumo. Trata-se de uma metodologia
simplificada, mas que apresenta resultados satisfatório para uma avaliação primária
de perdas hídricas.
Palavras-chave: Termoacumulação. Análise de Perdas Hídricas. Chiller Água
Gelada.
ABSTRACT
The increasing electrical energy demand in association with the rising in electrical
energy rate has led the industrial and commercial sector to search for solutions to
decrease the dependency on the electricity sector. In addition, Brazil is passing
through a scenario of water shortage, so the old conception that Brazil is abundant in
water has been replaced by a culture of efficient and sustainable use of water.
Therefore, an alternative is the use of thermal storage together with the cooling
systems, through the installation of a cold water or ice system. Implementation of an
alternative system requires energy conservation studies, in order to understand if there
is a feasibility to implement the system. Besides, there is a necessity to study water
use efficiency of these systems. The present study analysis the simulation of four
configuration models of a cooling system using a cold-water chiller for a hypothetical
shopping mall. The models can be divided in two groups, whereas in two models the
thermal energy demand is equal the chiller nominal capacity (model without thermal
storage and model with full thermal storage). The other two models have the chiller
nominal capacity lower than the thermal energy demand (model with partial thermal
storage and discontinuous charging and model with partial thermal storage and
continuous charging). The results show that it is possible to achieve a reduction in the
water consumption in the operation models where the chiller capacity is lower than the
consume demand. This is a simplified methodology, but it shows satisfactory results
for a primary evaluation of water loss.
Keywords: Thermal Storage. Loss water analysis. Cold Water Chiller.
LISTA DE FIGURAS
Figura 2.1: Balanço de energia de um sistema. .......................................................... 5
Figura 2.2: Gráfico esquemático entalpia específica (Btu/lb) e pressão absoluta (psi)
para um dado fluido. Modificado de DOSSAT, 1961. ........................................... 7
Figura 2.3: Transferência por condução em uma dimensão (INCROPERA et al.,
2008)..................................................................................................................... 8
Figura 2.4: Transferência de calor por convecção. SONNTAG; BORGNAKKE; VAN
WYLEN, 2003) ...................................................................................................... 9
Figura 2.5: Troca de calor por radiação. (a) na superfície e (b) entre uma superfície e
uma grande vizinhança. (INCROPERA et al., 2008) .......................................... 11
Figura 2.6: Transferência de calor por convecção, convecção e radiação. Modificado
de INCROPERA et al., 2008. .............................................................................. 12
Figura 2.7: Resfriamento evaporativo. (ÇENGEL e BOLES, 2006) ........................... 12
Figura 2.8: Mistura de duas correntes de ar. (ÇENGEL e BOLES, 2006) ................. 13
Figura 2.9: Mistura de dois escoamentos. (ÇENGEL e BOLES, 2006). .................... 14
Figura 2.10: (a) Diagrama de entalpia e pressão para o ciclo ideal de refrigeração de
vapor comprimido e (b) diagrama de fluxo do ciclo. (STOECKER e JONES,
1985)................................................................................................................... 15
Figura 2.11: Ciclo real de compressão a vapor. (STOECKER e JONES, 1985) ....... 18
Figura 2.12: Esquema de um ciclo de refrigeração. A linha vermelha divide as zonas
de alta e baixa pressão. Modificado de SONNTAG; BORGNAKKE; VAN WYLEN,
2003. ................................................................................................................... 19
Figura 2.13: Tipos de compressores. Modificado de HUNDY; TROTT; WELCH, 2008.
............................................................................................................................ 20
Figura 2.14: Compressor alternativo aberto para amônia. (CORREA,2010) ............. 21
Figura 2.15: Compressor alternativo semi-hermético com seis cilindros em arranjo W.
(CORREA, 2010) ................................................................................................ 21
Figura 2.16: Compressor alternativo hermético. (CORREA,2010) ............................ 22
Figura 2.17: Compressor parafuso. (MECATRONICA ATUAL, 2013) ....................... 23
Figura 2.18: Compressor palheta simples. (MARTINELLI JR, 1999?) ...................... 24
Figura 2.19: Compressor centrífugo. (CORREA,2010) ............................................. 24
Figura 2.20: Tipos de condensador. (a) resfriado a ar; (b) resfriado a água tipo
casco-tubos; (c) resfriado a água tipo placas; (d) evaporativo. (STOECKER e
JABARDO, 2002) ................................................................................................ 26
Figura 2.21: Condensador de duplo tubo. (CORREA,2010)...................................... 27
Figura 2.22: Condensador do tipo casco e tubo. (CORREA,2010) ........................... 28
Figura 2.23: Compressor resfriado a ar. (CORREA,2010) ........................................ 29
Figura 2.24: Condensador evaporativo. (CORREA,2010) ......................................... 29
Figura 2.25: Esquema de um chiller associado com uma torre de resfriamento.
Modificado de HVAC SYSTEM, 2012. ................................................................ 33
Figura 2.26: Componentes de um chiller centrífugo. Modificado de EDDINE, 2015. 33
Figura 2.27: Chiller com compressor scroll. (CORREA,2010) ................................... 34
Figura 2.28: Chiller com compressor parafuso. (CARRIER DO BRASIL, 2013) ....... 34
Figura 2.29: Chiller com compressor centrífugo. (CORREA,2010) ........................... 35
Figura 2.30: Faixa de utilização dos chillers, de acordo com a capacidade de
resfriamento do mesmo. (ASHRAE, 2012) ......................................................... 35
Figura 2.31: Componentes da torre de resfriamento (SAMPAIO, 2010). .................. 37
Figura 2.32: A direita, esquema de funcionamento de um enchimento do tipo grade
(BLAUEN, 2015). A esquerda, enchimento do tipo grade (INTERNATIONAL
REFRIGERAÇÃO, 2009). ................................................................................... 39
Figura 2.33: No lado direito, esquema de funcionamento de um enchimento do tipo
filme (BLAUEN, 2015). No lado esquerdo, enchimento do tipo filme, de PVC
(INTERNATIONAL REFRIGERAÇÃO, 2009). .................................................... 40
Figura 2.34: Distribuição por pressão. Á direita, um sistema com tubulação fixa e à
esquerda, um sistema rotativo (TROVATI, 2004). .............................................. 41
Figura 2.35: Distribuição por gravidade Trovati (2004). ............................................ 41
Figura 2.36: Eliminador de gotas, em polipropileno (TORRE DE RESFRIAMENTO,
2013)................................................................................................................... 42
Figura 2.37: Carcaça de uma torre de resfriamento (SAMPAIO, 2010). ................... 43
Figura 2.38: Tubulação de um condensador incrustada. (TROVATI, 2004) .............. 45
Figura 2.39: Deposição de material orgânico em tubulação de água (TROVATI,
2004)................................................................................................................... 50
Figura 2.40: Formação de biofilme em enchimento. (TROVATI, 2004). .................... 50
Figura 2.41: Esquema do balanço hídrico da torre de resfriamento. Sendo: R é o
respingo; E é a evaporação; P é a purga; M é a make-up ou drenagem; A é a
água de alimentação ou recirculação; AF é a água ao sair da torre; e AQ a
temperatura da água ao entrar na torre. (SOUZA, 2010) ................................... 52
Figura 2.42: Ciclo de concentração para determinação da qualidade da água.
(ALPINA, 2015a) ................................................................................................. 55
Figura 2.43: À direita, torre de resfriamento de contracorrente induzido e à esquerda
Torre de resfriamento de contracorrente forçada (ALPINA, 2015b). .................. 57
Figura 2.44: Torre de resfriamento de fluxo cruzado induzida (ALPINA, 2015b). ..... 58
Figura 2.45: Tarifa convencional tabelas pela CEMIG para o ano de 2015 (CEMIG,
2015)................................................................................................................... 62
Figura 2.46: Termoacumulação em água gelada (QUEIROZ, 2011). ....................... 63
Figura 2.47: Sistema típico de água gelada com termoacumulação (GASIL, 2015). 66
Figura 2.48: Estratificação da temperatura no tanque de água gelada. Modificado de
ASHRAE (2012). ................................................................................................. 67
Figura 2.49: Sistema de armazenamento total. Modificado de CHUMIOQUE, 2004 68
Figura 2.50: Sistema de armazenamento parcial com nivelamento. (Modificado de
CHUMIOQUE, 2004) .......................................................................................... 68
Figura 2.51: Regime de armazenamento parcial com carga limitada. (Modificado de
CHUMIOQUE, 2004) .......................................................................................... 69
Figura 2.52: À esquerda, ice on coil external melt e à direita ice on coil internal melt
(BAC, 2015a) ...................................................................................................... 70
Figura 2.53: Sistema ice harvesting (PACIFIC GAS AND ELECTRIC COMPANY,
1994)................................................................................................................... 70
Figura 2.54: À esquerda, processo de descarregamento e carregamento do gelo na
tubulação. À direita, esquema do tanque de armazenamento de gelo. Modificado
de Wang, 2000. .................................................................................................. 72
Figura 2.55: Esquema de um sistema external melt (EPRI, 2000). ........................... 73
Figura 2.56: Sistema com tubos ao redor da tubulação. O mesmo conjunto (tanque e
tubulação) pode ser utilizado para o sistema internal melt ou external melt (BAC,
2015b). ................................................................................................................ 73
Figura 2.57: Descarregamento do sistema external melt. Modificado de BAC, 2015a.
............................................................................................................................ 73
Figura 2.58: Esquema de um sistema encapsulated ice (Youtube, 2013). ............... 74
Figura 2.59: Componentes do sistema ice harversting (AUTOMATIC ICE SYSYEMS,
2013)................................................................................................................... 75
Figura 2.60: Sistema de ice harvesting (ZHAO et al.., 2010) .................................... 76
Figura 2.61: Modos de operação do sistema de acumulação ao longo de um dia
(CHUMIOQUE, 2004). ........................................................................................ 77
Figura 3.1: Esquema do sistema de refrigeração. O chiller de água gelado é
representado pelos seus componentes: evaporador, condensador, compressor e
válvula de expansão. .......................................................................................... 79
Figura 3.2: Operação do sistema sem termoacumulação. ........................................ 80
Figura 3.3: Balanço energético no chiller. ................................................................. 81
Figura 3.4: Operação com termoacumulação total. ................................................... 82
Figura 3.5: Operação com termoacumulação parcial. ............................................... 83
Figura 3.6: Operação com termoacumulação parcial com capacidade definida e
operação contínua .............................................................................................. 84
LISTA DE TABELAS
Tabela 2.1: Processos e mudança de estado ............................................................. 3
Tabela 2.2: Equações de balanço de energia para o ciclo de refrigeração. .............. 17
Tabela 2.3: Índice de Ryznar e tendência de comportamento da água do sistema.
(DANTAS, 1988) ................................................................................................. 46
Tabela 2.4: Condições referentes aos valores numéricos dos índices de saturação
(IS), índice de Ryznar (IR) e índice de Puckorius (IP) (SOUZA (2007) apud
VEIGA (2010). .................................................................................................... 47
Tabela 2.5: Tipos de algas e efeitos na qualidade da água da torre de resfriamento.
(DANTAS, 1988) ................................................................................................. 49
Tabela 2.6: Tipos de bactérias e efeitos na qualidade da água da torre de
resfriamento (DANTAS, 1988) ............................................................................ 49
Tabela 2.7: Tipos de fungos e efeitos na qualidade da água da torre de resfriamento
(DANTAS, 1988) ................................................................................................. 49
Tabela 2.8: Tratamento de água de resfriamento (SOUZA, 2007; DANTAS, 1988;
VEIGA, 2010). ..................................................................................................... 51
Tabela 2.9: Perdas por arraste de acordo com o tipo da torre de resfriamento
(DANTAS, 1988) ................................................................................................. 54
Tabela 2.10: Diferença entre os consumidores cativos e livres. (ARCE, 2011) ........ 58
Tabela 2.11: Usuários da rede. (ANEEL, 2010a; ANEEL, 2010b) ............................. 58
Tabela 2.12: Bandeiras tarifárias (ANEEL, 2015?) .................................................... 61
Tabela 2.13: Resumo modalidades tarifárias. (ANEEL, 2010b; CPFL ENERGIA,
2015; PROCEL, 2001) ........................................................................................ 61
Tabela 2.14: Comparação técnica entre os sistemas de termoacumulação em gelo
(RISMANCHI et al., 2012). .................................................................................. 76
Tabela 3.1: Tarifa azul para o grupo A4 (CEMIG, 2015a) ......................................... 85
Tabela 4.1: Dados adotados do sistema de refrigeração. ......................................... 85
Tabela 4.2: Dados adotados de água gelada. ........................................................... 86
Tabela 4.3: Dados adotados de água de resfriamento. ............................................. 86
Tabela 4.4: Dados calculados da massa de água gelada e da massa de água de
resfriamento. ....................................................................................................... 86
Tabela 4.5: Perdas de água na torre de resfriamento. .............................................. 87
Tabela 4.6: Custo de energia elétrica para bandeiras verde, amarela e vermelha. .. 87
Tabela 4.7: Dados calculados da massa de água gelada e da massa de água de
resfriamento. ....................................................................................................... 87
Tabela 4.8: Perdas de água na torre de resfriamento. .............................................. 88
Tabela 4.9: Custo de energia elétrica para bandeiras verde, amarela e vermelha. .. 88
Tabela 4.10: Dados calculados da massa de água gelada e da massa de água de
resfriamento. ....................................................................................................... 88
Tabela 4.11: Perdas de água na torre de resfriamento. ............................................ 88
Tabela 4.12: Custo de energia elétrica para bandeiras verde, amarela e vermelha. 88
Tabela 4.13: Dados calculados da massa de água gelada e da massa de água de
resfriamento. ....................................................................................................... 89
Tabela 4.14: Perdas de água na torre de resfriamento. ............................................ 89
Tabela 4.15: Custo de energia elétrica para bandeiras verde, amarela e vermelha. 89
Tabela 4.16: Comparação da eficiência hídrica entre os modelos. ........................... 90
Tabela I: Fluidos refrigerantes alternativos e suas aplicações.................................101
SUMÁRIO
1. INTRODUÇÃO ..................................................................................................... 1
2. REVISÃO BIBLIOGRÁFICA ................................................................................ 2
2.1. Termodinâmica .............................................................................................. 2
2.2. Transferência de calor .................................................................................... 8
2.3. Resfriamento evaporativo ............................................................................ 12
2.4. Mistura adiabática de gases de corrente de ar ............................................ 13
2.5. Ciclo de refrigeração por compressão .......................................................... 14
2.6. Ciclo teórico de compressão de vapor ......................................................... 15
2.7. Ciclo real de compressão de vapor .............................................................. 18
2.8. Componentes dos sistemas de refrigeração por compressão ..................... 18
2.8.1. Compressores ........................................................................................... 19
2.8.2. Condensadores ......................................................................................... 25
2.8.3. Evaporadores ............................................................................................ 30
2.8.4. Refrigerante .............................................................................................. 31
2.8.5. Chillers ...................................................................................................... 32
2.8.6. Torre de resfriamento ............................................................................... 35
2.9. Regime tarifário ............................................................................................ 58
2.9.1. Variação tarifária horo-sazonal ................................................................. 60
2.10. Termoacumulação........................................................................................ 62
2.10.1. Termoacumulação líquida ......................................................................... 65
2.10.2. Termoacumulação sólida empregando gelo ............................................. 69
A. Internal melt ..................................................................................................... 71
B. External melt.................................................................................................... 72
C. Encapsulated ice ............................................................................................. 74
D. Ice harvesting .................................................................................................. 74
E. Comparação entre os sistemas de termoacumulação em gelo ....................... 76
2.11. Operação do sistema ................................................................................... 76
3. METODOLOGIA ................................................................................................. 78
3.1. Caracterização do sistema de resfriamento ................................................. 78
3.2. Modelos de operação do sistema ................................................................ 79
3.2.1. Modelo 1 –sem termoacumulação ............................................................ 80
3.2.2. Modelo 2 –com termoacumulação total .................................................... 82
3.2.3. Modelo 3 –com termoacumulação parcial e carregamento descontínuo .. 83
3.2.4. Modelo 4 – com termoacumulação parcial e carregamento contínuo ....... 84
3.2.5. Consumo de energia elétrica .................................................................... 84
4. APLICAÇÃO DOS MODELOS E RESULTADOS .............................................. 85
4.1.1. Aplicação do modelo 1 (sem termoacumulação) e resultados obtidos ..... 86
4.1.2. Aplicação do modelo 2: (com termoacumulação total) e resultados obtidos
87
4.1.3. Aplicação do modelo 3: (com termoacumulação parcial e carregamento
descontínuo) e resultados obtidos ......................................................................... 88
4.1.4. Aplicação do modelo 4 (com termoacumulação parcial e carregamento
contínuo) e resultados obtidos ............................................................................... 89
4.1.5. Comparação entre os cenários ................................................................. 89
5. CONSIDERAÇÕES FINAIS ............................................................................... 90
REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS ......................................................................... 93
ANEXO ................................................................................................................... 102
1
1. INTRODUÇÃO
Mais de 50% da energia elétrica consumida do setor terciário, como os segmentos
de prédios comerciais, hospitais, shoppings, hotéis e aeroportos, deve-se à operação
de sistemas de ar condicionado centralizados que utilizam água gelada para resfriar
ambientes internos. No horário de ponta (período de 3 horas diárias), a tarifa de
energia elétrica é significativamente maior que a tarifa no horário fora de ponta, isto
sem considerar a tarifa de ultrapassagem e a da demanda na ponta.
Este cenário tarifário, agregado ao crescimento da tarifa de energia elétrica, tem
induzido as empresas a buscarem tecnologias que possibilitem a redução da despesa
com energia elétrica no horário de ponta. Sendo assim, o sistema de ar condicionado
é um candidato potencial à conservação de energia, já que é o maior consumidor de
energia. Uma solução trivial é o armazenamento de água gelada ou de gelo em
grandes reservatórios, ou seja, durante os períodos de menor demanda de água
gelada, ela é estocada em reservatórios.
No entanto, essa solução possui a inconveniência de ocupar áreas que poderiam
ser destinadas às outras atividades rentáveis. Assim, uma solução para redução da
despesa com energia elétrica no horário de ponta é a termoacumulação empregando
meio sólido, pois essa requer menos espaço físico, podendo ser instalado até no
subsolo. Além do benefício energético, a termoacumulação reduz a perda hídrica de
água no horário de ponta, pois neste período o sistema de resfriamento úmido, que
emprega uma torre evaporativa para promover o resfriamento da água, também é
desligado. Portanto, a termoacumulação resulta na redução das perdas por respingo
e arraste que ocorrem em torres de resfriamento.
Uma linha de pesquisa que se tem desenvolvido é na área de conservação
hidroenergética, ou seja, desenvolvimento de conhecimento sobre redução do
consumo de água e energia em sistemas que empregam estes insumos. O que se
tem verificado é que os estudos têm se concentrado mais na conservação de energia
em razão do impacto que este insumo tem na matriz de custos das empresas. Porém,
com a crescente escassez de água, tem se intensificado estudos de conservação
hídrica, menos pelo seu custo e mais pelo risco de falta de suprimento.
2
A princípio, pode-se pensar que ao se economizar água automaticamente se
economiza energia, porém esta linha de conclusão não se aplica necessariamente a
todos os sistemas hidroenergéticos.
Nesse trabalho a proposta é avaliar qual a conservação de água obtida em torres
de resfriamento de um sistema de ar condicionado hipotético que emprega chiller de
água gelada quando se emprega termoacumulação de frio.
2. REVISÃO BIBLIOGRÁFICA
Nessa revisão bibliográfica foram sintetizados os conhecimentos publicados em
livros, revistas e artigos relativos à sistemas de ar condicionado e termoacumulação.
Inicialmente são apresentados os fundamentos teóricos de ciclo de refrigeração por
compressão, termodinâmica e transferência de calor.
2.1. Termodinâmica
2.1.1 Conceitos básicos
Para iniciar esse trabalho é necessária a definição de alguns conceitos de
termodinâmica e transferência de calor. De Sonntag, Borgnakke e Van Wylen (2003),
tem-se as seguintes definições:
Volume de controle e superfície de controle: é a região de análise que envolve os
fluxos de massa, onde a superfície do volume de controle é a superfície de controle.
Sistema termodinâmico: quantidade de matéria, com massa e identidades fixas, foco
de atenção do estudo. Tudo que é externo ao sistema é chamado de meio ou
vizinhança.
Sistema isolado: sistema que não é influenciado pelo meio, ou seja, calor e trabalho
não cruzam a fronteira do sistema.
Processo ou mudança de estado: quando pelo menos uma propriedade de uma
sistema foi alterada.
Ciclo: um ciclo se dá quando um sistema, dado um estado inicial, passa por um certo
número de mudanças de estado ou processos, e finalmente retorna ao estado inicial.
Propriedades termodinâmicas: podem ser divididas em duas classes gerais:
intensivas (independente da massa), por exemplo, temperatura, pressão e massa
3
específica; também, tem-se as extensivas (dependente da massa), por exemplo
volume específico.
Calor: a definição de calor é dada por:
[...] a forma de transferência de energia através da fronteira de um sistema,
numa dada temperatura, a outro sistema (ou ambiente), que apresenta uma
temperatura inferior, em virtude da diferença entre as temperaturas dos dois
sistemas. (MORAN e SHAPIRO, 2009, p. 79)
O símbolo de representação de calor é Q e a unidade no sistema internacional é o
joule (J).
De Çengel e Boles (2006) seguem as seguintes definições:
Regime permanente: indica que não há variação no escoamento com o tempo; para
o balanço de massa, é considerado que a massa total dentro do volume de controle
não varia. Turbinas, compressores e outros equipamentos que operam em regime
constante são chamados de dispositivos de regime permanente.
Regime transiente: o oposto de permanente; exemplos de regimes transientes são o
enchimento ou carregamento de tanques rígidos, descarregar um fluido de um vaso
pressurizado.
De Incropera et. al. (2008) seguem as seguintes definições:
Processo adiabático: são processos que não apresentam transferência de calor (Q=0).
Calor sensível: é a quantidade de calor que uma substancia pode receber ou ceder
sem que haja mudança de estado físico.
Calor latente: está relacionado a quantidade de calor que um corpo precisa receber
ou ceder para mudar de estado físico.
De Halliday e Resnick (2009) obteve-se as seguintes definições:
Capacidade térmica (C): constante de proporcionalidade entre o calor recebido ou
cedido por um objeto e a variação de temperatura do objeto, sendo a unidade J/K.
Calor específico (c): é a capacidade térmica por unidade de massa. Para a água, tem-
se os seguintes valores de calor específico: c = 1 cal/g.°C = 1 Btu/lb.°F = 4190 J/kg.K
Mudança de fase:
Tabela 2.1: Processos e mudança de estado
Processo Mudança Saldo
energético
Fusão Estado sólido → estado líquido Requer energia
Solidificação Estado líquido → estado sólido Libera energia
Vaporização Estado líquido → estado gasoso Requer energia
Condensação Estado gasoso → estado líquido Libera energia
4
Calores de transformação: é a energia necessária para a realização de cada
transformação descrita acima. Na transformação da fase líquida para a fase gasosa
ou vice versa o calor de transformação é chamado de calor de vaporização. Já na
mudança entre a fase sólida e fase líquida o calor é chamado de calor de fusão.
De Sonntag, Borgnakke e Van Wylen (2003), sucedem as seguintes definições:
Substância pura: substância com composição química invariável e homogênea,
podendo existir em mais de uma fase.
Temperatura de saturação: temperatura que ocorre a vaporização, a uma dada
pressão (chamada de pressão de saturação, para a temperatura dada). Por exemplo,
tem-se que para a água, à pressão de 0,1 MPa a temperatura de saturação é 99,6 °C.
Líquido saturado: substância existente na forma líquida a pressão e temperatura de
saturação.
Líquido sub-resfriado: substância na líquida que está com temperatura mais baixa que
a temperatura de saturação para a pressão existente.
Líquido comprimido: a pressão é maior que a pressão de saturação para a dada
temperatura.
Título: propriedade intensiva, cujo símbolo é x. Corresponde a razão entre a massa
de vapor e a massa total.
Vapor saturado: quando a substância existe como vapor na temperatura de saturação.
Vapor superaquecido: quando o vapor está a uma temperatura maior que a
temperatura de saturação.
Energia interna (U): é uma propriedade extensiva (depende da massa do sistema)
referente a energia interna total do sistema. “A energia interna inclui todas as outras
formas de energia do sistema [que não sejam energia cinética e energia potencial] e
está associada ao estado termodinâmico do sistema.” (SONNTAG; BORGNAKKE;
VAN WYLEN, 2003, p. 102). Convencionalmente é utilizado u para designar a energia
interna por unidade de massa (kJ/kg).
Entalpia (H): A definição para entalpia é “se ao processo à pressão é constante [...] o
calor adicionado ou removido por unidade de massa é igual à variação de entalpia.”
(STOECKER e JONES, 1985, p. 18) referente a transferência de calor dada através
da variação da quantidade U + PV (soma da energia interna e do produto entre
pressão e volume) entre o estágio final e inicial. Por unidade de massa, tem-se que a
entalpia é h = u +Pv (sendo utilizada, usualmente, na unidade kJ/kg). Os valores da
entalpia são encontrados em tabelas.
5
Entropia (S): é uma propriedade extensiva do sistema, seguindo a definição de
Stoecker e Jones (1985), cuja unidade é kJ/kg. Para esse trabalho a definição será
limitada a duas implicações:
1. Na compressão ou expansão adiabática e sem atrito de um gás ou vapor a
entropia é constante.
2. A variação da entalpia do processo descrito acima "representa o trabalho por
unidade de massa necessário para a compressão ou obtido da expansão."
Volume específico (v): é o volume ocupado pelo corpo pela unidade de massa, o
inverso da massa específica (ρ). A unidade é m³/kg.
Equações de estado: são expressões matemáticas que relacionam as propriedades
termodinâmicas para descrever o estado de uma substância.
Os valores das propriedades termodinâmicas da água são tabelados e divididos em
líquido comprimido ou sub-resfriado, vapor saturado ou líquido saturado e vapor
superaquecido. As tabelas podem ser encontradas em livros de termodinâmicas ou
refrigeração.
De Çengel e Boles (2006) seguem as seguintes definições:
Balanço de energia: “a mudança (aumento ou redução) no total de energia de um
sistema durante um processo é igual a diferença entre o total de energia entrando e o
total de energia saindo do sistema durante esse processo.” (ÇENGEL e BOLES, 2006,
tradução nossa). A equação abaixo demonstra essa relação e a Figura 2.1
esquematiza um sistema fechado.
∆𝐸𝑠𝑖𝑠𝑡𝑒𝑚𝑎 = 𝐸(𝑒𝑛𝑡𝑟𝑎𝑑𝑎) + 𝐸(𝑠𝑎í𝑑𝑎) + 𝐸(𝑝𝑒𝑟𝑑𝑎) (1)
Figura 2.1: Balanço de energia de um sistema.
6
Rendimento: “é definido como a taxa de resultado esperado para um evento pela
entrada requerida para que o evento seja realizado.” (ÇENGEL e BOLES, 2006,
tradução nossa). A equação 2 é uma representação dessa definição.
𝜂 =
𝐸(𝑠𝑎í𝑑𝑎)
𝐸(𝑒𝑛𝑡𝑟𝑎𝑑𝑎)
(2)
2.1.2 Diagramas de propriedades termodinâmicas
Diagramas e tabelas são maneiras de representar as propriedades termodinâmicas
de uma substância. Os diagramas mais utilizados são: temperatura e entropia;
entalpia e entropia; e pressão e entalpia:
Temperatura x entropia: nesse diagrama a área embaixo da curva representa
um processo internamente reversível e é proporcional à quantidade de calor
trocada durante esse processo; essa quantidade é positiva se a entropia
aumentar e negativa se a entropia diminuir. Uma aplicação desse gráfico é a
utilização para a representação do ciclo de Carnot.
Entalpia x entropia: utilizado para “analisar dispositivos em regime permanente,
como turbinas, compressores e bocais.” (ÇENGEL e BOLES, 2006, tradução
nossa).
Pressão x entalpia: utilizado para estudar os ciclos frigoríficos de compressão
de vapor e propriedades dos fluidos refrigerantes. (STOECKER e JONES,
1985)
O gráfico de pressão e entalpia é dividido em três áreas, como dito por Dossat
(1961), sendo que as áreas são separadas pelas curvas de líquido e vapor saturado.
A área à esquerda corresponde a região sub-resfriada, onde o fluido possui
temperatura menor que a temperatura de saturação. Por outro lado, no lado direito,
tem-se a região de superaquecimento, onde o fluido possui temperatura acima da
temperatura de saturação.
Na Figura 2.2, pode-se observar que as curvas de líquido e vapor saturado não são
paralelas, devido ao calor latente de vaporização do refrigerante variar com a pressão
a qual ocorre mudança de fase. Além disso, observa-se que o centro é a região onde
ocorre a transição, podendo ser encontrada mistura de líquido e vapor.
7
Figura 2.2: Gráfico esquemático entalpia específica (Btu/lb) e pressão absoluta (psi) para um dado
fluido. Modificado de DOSSAT, 1961.
Hundy, Trott e Welch (2008) descreveram que para o ciclo simples de compressão
do vapor é importante notar no gráfico que de pressão e entalpia que o processo de
vaporização ocorre a pressão constante, sendo representada por uma linha horizontal.
No processo de compressão a energia usada para descrever a compressão do
vapor e transformada em calor e sua temperatura e entalpia aumentam, de modo que
no final da compressão o vapor está superaquecido; essa compressão é chamada de
adiabática, pois ocorre o aumento da entalpia.
Após esse processo, tem-se a condensação, representada pela linha horizontal que
se encontra dentro da curva de saturação.
2.1.3 Leis da termodinâmica
As leis da termodinâmica são fundamentais para os estudos envolvendo energia
térmica. Para esse trabalho, serão discutidas com mais detalhes apenas as primeira
e segunda lei; entretanto, seguem os postulados:
Lei zero: "quando dois corpos têm igualdade de temperatura com um terceiro
corpo, eles terão igualdade de temperatura entre si." (SONNTAG;
BORGNAKKE; VAN WYLEN, 2003, p. 28)
Primeira lei: Princípio de conservação de energia: "energia não pode ser criada
nem destruída durante um processo; ela pode apenas mudar de forma."
(ÇENGEL e BOLES, 2006, tradução nossa).
8
Segunda lei: com base no enunciado de Kelvin-Plank: "é impossível para
qualquer dispositivo que opera em um ciclo receber calor de um único
reservatório e produzir uma quantidade líquida de trabalho." (ÇENGEL e
BOLES, 2006, 2006, tradução nossa). Esse princípio basicamente diz que não
existe rendimento maior que 100%.
Terceira lei: "a entropia tende a zero quando a temperatura tende a zero.”
(OLIVEIRA e ZANCHINI, 2009, p. 1)
2.2. Transferência de calor
A transferência de calor ocorre através de três mecanismos distintos, separados
apenas para fins didáticos, já que na prática todos ocorrem concomitantemente.
Assim, tem-se que a energia pode ser transferida devido a condução, convecção ou
radiação.
A condução é um processo de transferência de calor que ocorre através de um
meio sólido. É proporcional à condutividade do material, à área transversal e à
diferença de temperatura e inversamente proporcional à distância entre a face de
maior temperatura e a de menor temperatura. Esta relação é apresentada pela
equação, sendo conhecida como Lei de Fourier (INCROPERA et al., 2008):
𝑞𝑥" = −𝑘
𝑑𝑇
𝑑𝑥
(3)
Onde 𝐪𝐱" é o fluxo de calor em W/m² na direção x por unidade de área perpendicular
a direção de transferência; k condutividade do material; dT/dx é o gradiente de
temperatura nessa direção. A Figura 2.3 representa a condução em uma dimensão.
Figura 2.3: Transferência por condução em uma dimensão (INCROPERA et al., 2008)
9
Aplicando a Lei de Fourier para uma dimensão, como descrito na Figura 2.3, obtém-
se a equação:
𝑞𝑘 = 𝑘𝐴
Δ𝑇
𝐿
(4)
Onde A é a área normal ao fluxo.
A convecção ocorre quando um fluido em movimento escoa sobre uma superfície
na presença de um gradiente de temperatura. Segundo Incropera et. al. (2008), a
convecção é livre quando é induzida por forças de empuxo devido a diferença de
densidade causada por diferença de temperatura no fluido e a convecção é forçada
quando é causada por forças externas, como um ventilador, bomba, ventos, etc. A
convecção é dada pela equação, conhecida como Lei de Newton de resfriamento:
𝑞" = ℎ𝑐(𝑇𝑠 − 𝑇∞) (5)
Onde q” é o fluxo de calor convectivo em W/m²; hc é o coeficiente de transferência de
calor convectivo em W/m².K; Ts é a temperatura da superfície; T∞ é a temperatura do
fluido.
A Figura 2.4 demonstra um exemplo de transferência de calor por convecção de
um fluido escoando sobre uma superfície.
Figura 2.4: Transferência de calor por convecção. SONNTAG; BORGNAKKE; VAN WYLEN, 2003)
A Lei de Newton para resfriamento pode ser escrita da seguinte forma, para uma
dimensão:
𝑞𝑐 = ℎ𝑐𝐴Δ𝑇 (6)
Onde A é a área normal ao fluxo.
10
A radiação que ocorre devido a ondas infravermelhas principalmente, mas também
através das ondas da luz visível. Ao contrário da condução e da convecção, para a
radiação não é necessário um meio para que haja a transmissão, sendo mais eficiente
quando ocorre no vácuo (INCROPERA et. al., 2008). Para o cálculo, tem-se que a
energia irradiada é proporcional ao poder emissivo do corpo emissor. Para um corpo
negro (radiador perfeito) aplicam-se as equações a seguir (INCROPERA et al., 2008).
A equação abaixo é denominada de Lei de Stefan-Boltzmann:
𝐸𝑏 = 𝜎𝑇𝑠4 (7)
Onde Eb é o poder emissivo do corpo negro em W/m²; σ é a constante de Stefan-
Boltzman (5,67x10-8 W/m².K4); e Ts é a temperatura da superfície em K.
Para casos reais, onde o poder emissivo é menor que aquele emitida pelo corpo
negro, de modo que é feito o ajuste na equação 8:
𝐸 = 𝜀𝜎𝑇4 (8)
Onde ε é a emissividade, que varia entre 0 ≤ ε ≤ 1. O corpo negro possui ε = 1. Para
os demais corpos, tem-se a equação 9:
𝜀 =
𝐸
𝐸𝑏
(9)
Assim, para calcular a transferência de calor através da radiação entre uma
superfície e o ambiente, é usada a equação 10:
𝑞𝑟𝑎𝑑" = 𝜀𝜎(𝑇𝑠
4 − 𝑇𝑣𝑖𝑠4 ) (10)
Onde 𝒒𝒓𝒂𝒅" é o fluxo de calor transferido por radiação; Tvis é a temperatura da
vizinhança (K); Ts é a temperatura da superfície (K).
A equação acima, quando o fluxo de calor atinge uma superfície A, pode ser escrita
da seguinte forma:
𝑞𝑟 = ℎ𝑟𝑎𝑑𝐴Δ𝑇 (11)
Onde hrad é o coeficiente de transferência de calor por radiação; A é a área normal ao
fluxo; e ∆T é a diferença de temperatura entre a superfície e a vizinhança.
A Figura 2.5 demonstra a troca de calor por radiação em duas situações, uma onde
ocorre a troca de calor com uma superfície e outra onde há a troca de calor com uma
vizinhança.
11
Figura 2.5: Troca de calor por radiação. (a) na superfície e (b) entre uma superfície e uma grande
vizinhança. (INCROPERA et al., 2008)
Utilizando as Equações (4), (6) e (11), é possível obter a equação para
transferência global de calor, através de uma analogia entre resistências térmicas e
resistências elétricas. Dessa forma, considerando a definição de resistência térmica
como sendo a divisão entre o diferencial de temperatura pela quantidade de calor
transferido (INCROPERA et al., 2008), é possível obter a resistência térmica na
condução, convecção e radiação. Assim, as equações abaixo mostram a resistência
de calor:
𝑅𝑇 =∆𝑇
𝑞 (12)
𝑅𝑇 =
{
𝐿
𝑘𝐴𝑝𝑎𝑟𝑎 𝑐𝑜𝑛𝑑𝑢çã𝑜
1
ℎ𝑐𝐴𝑝𝑎𝑟𝑎 𝑐𝑜𝑛𝑣𝑒𝑐çã𝑜
1
ℎ𝑟𝑎𝑑𝐴𝑝𝑎𝑟𝑎 𝑟𝑎𝑑𝑖𝑎çã𝑜
(13)
Logo, aplicando as equações descritas acima na equação abaixo e realizando as
operações matemáticas apropriadas, tem-se que:
𝑞 = 𝑈𝐴∆𝑇 (14)
Onde U é dado pela equação a seguir:
1
𝑈=𝐿
𝑘+1
ℎ𝑐+
1
ℎ𝑟𝑎𝑑 (15)
A Figura 2.6 esquematiza uma situação com transferência de calor através dos três
métodos descritos acima:
12
Figura 2.6: Transferência de calor por convecção, convecção e radiação. Modificado de INCROPERA
et al., 2008.
2.3. Resfriamento evaporativo
Resfriamento evaporativo é baseado num princípio simples: À medida que a água
evapora, o calor latente de vaporização é absorvido pelo ar circunvizinho e pela
própria água. Dessa forma, tanto a água quanto o ar são resfriados (ÇENGEL e
BOLES, 2006).
Assim, quanto maior a diferença de temperatura entre o ar da vizinhança e a água,
maior será a massa de ar evaporada e menor será a temperatura final da água
resfriada. Obviamente, existe um limite dado pela capacidade do ar em absorver a
umidade, capacidade esta denominada de umidade relativa, ou seja, quando mais
perto a umidade relativa do ar estiver de 100%, menor será a massa de água
evaporada. Esse processo pode ser observado no diagrama psicométrico, como pode
ser observado na Figura 2.7.
Figura 2.7: Resfriamento evaporativo. (ÇENGEL e BOLES, 2006)
13
Nessa figura pode ser visto que o processo vai de 1 para 2. O ar ao entrar no
resfriador tem uma certa quantidade de vapor d´água (ponto 1) e à medida que passa
pelo resfriador agrega mais vapor a sua massa ao mesmo tempo que tem sua
temperatura reduzida até sair da torre no ponto 2. O ponto 2’ configura o caso limite,
onde o ar sai saturado, ou seja, umidade relativa de 100% (ÇENGEL e BOLES, 2006).
2.4. Mistura adiabática de gases de corrente de ar
O processo de mistura de gases sem que haja transferência de calor é importante
para o estudo de torres de resfriamento e para definir as características final do ar de
um ambiente quando são misturados ar recirculado com ar externo para que se atinja
uma condição de conforto térmico. São consideradas desprezíveis as variações de
energia cinética, de energia potencial e as interações de trabalho. Considere o
seguinte modelo de mistura, na Figura 2.8
Figura 2.8: Mistura de duas correntes de ar. (ÇENGEL e BOLES, 2006)
Uma certa massa de ar (m1) entra da seção 1 com uma certa massa de umidade
(w1) e se mistura com uma massa de ar vinda da seção 2 que tem uma umidade
absoluta w2, formando uma mistura que atravessa a seção 3. Considerando que a
seguinte equação:
𝑤 = 𝑚𝑣
𝑚𝑎𝑠 (16)
Fazendo o balanço de massa de ar seco, umidade e energia tem-se:
𝑚𝑎𝑠3 = 𝑚𝑎𝑠1 +𝑚𝑎𝑠2 (17)
𝑚𝑣3 = 𝑚𝑣1 +𝑚𝑣2 (18)
14
𝑚𝑎𝑠3 ℎ3 = 𝑚𝑎𝑠1ℎ1 +𝑚𝑎𝑠2ℎ2 (19)
Resultando na seguinte equação:
�̇�𝑎𝑠1
�̇�𝑎𝑠2=𝜔2 − 𝜔3𝜔3 − 𝜔1
=ℎ2 − ℎ3ℎ3 − ℎ1
(20)
Onde �̇�𝐚𝐬𝟏 e �̇�𝐚𝐬𝟏 são as vazões das correntes de ar seco presentes na mistura; ω1,
ω2, ω3 são as umidade das correntes de ar a serem misturadas e, o último, a umidade
final da mistura; e hi a entalpia correspondente de cada estado.
Com essa equação, é possível concluir que:
[...] quando duas correntes de ar em dois estados diferentes (estado 1 e
estado 2) se misturam adiabaticamente, o estado da mistura (estado 3) fica
na linha reta que conecta os estados 1 e 2 no diagrama psicométrico, e a
relação entre as distâncias 2-3 e 3-1 é igual à relação entre as vazões
mássicas �̇�𝑎𝑠1 e �̇�𝑎𝑠2. (ÇENGEL e BOLES, 2006, tradução nossa).
A Figura 2.9 abaixo mostra a relação descrita acima.
Figura 2.9: Mistura de dois escoamentos. (ÇENGEL e BOLES, 2006).
2.5. Ciclo de refrigeração por compressão
Dossat (1961) define refrigeração como qualquer processo de remoção de calor,
ou seja, redução e manutenção da temperatura do espaço ou material para que se
mantenha abaixo da temperatura ambiente. A remoção do calor é feita através da
transferência de calor do corpo a ser resfriado para um fluido refrigerante que esteja
a uma temperatura inferior. Para que seja feita a manutenção, é preciso que a área
ou material a ser resfriado seja isolado da temperatura ambiente, para que o processo
de refrigeração seja eficiente.
Além disso, a quantidade de calor a ser removida do material ou espaço é chamada
de carga térmica, a qual pode ser calculada através da metodologia descrita por
15
diversos livros, como Stoecker e Jones (1985) ou pode ser obtida (ou estimada)
através de softwares e testes online.
Outro aspecto importante é o fluido refrigerante, que é o agente responsável pelo
resfriamento propriamente dito. A função do refrigerante é a absorção de calor do
ambiente durante seu escoamento no evaporador e a rejeição deste calor no
evaporador.
Os sistemas de refrigeração podem ser classificados de acordo com a fonte de
energia e pelo processo de refrigeração, como citado por Wang (2000), como sistema
de compressão de vapor, sistemas de absorção e sistema de expansão de ar ou gás.
No entanto, como dito por Stoecker e Jones (1985) o ciclo de compressão a vapor é
o mais utilizado na prática de engenharia, de modo que apenas esse será enfocado
para nesse trabalho.
Para esse trabalho será utilizado o ciclo térmico teórico, cujas irreversibilidades
serão consideradas quando se definir o Coeficiente de Performance, que atende o
postulado da segunda lei da termodinâmica, que diz que o rendimento de uma
máquina térmica nunca é superior a 100%.
2.6. Ciclo teórico de compressão de vapor
O ciclo teórico, ou ideal, de refrigeração por compressão de vapor possui quatro
processos básicos, descritos por Stoecker e Jones (1985) e por Çengel e Boles
(2006). A Figura 2.10 demonstra o gráfico de temperatura e entropia para o ciclo e o
esquema do ciclo.
Figura 2.10: (a) Diagrama de entalpia e pressão para o ciclo ideal de refrigeração de vapor comprimido e (b) diagrama de fluxo do ciclo. (STOECKER e JONES, 1985)
16
Compressão adiabática (compressor) – processo 1-2
O refrigerante entra como vapor saturado no compressor no estado 1 e é
comprimido com entropia constante a pressão do condensador. A temperatura do
refrigerante aumenta durante a compressão com entropia constante para bem acima
da temperatura do meio ao redor.
Rejeição isotérmica de calor (condensador) – processo 2-3
O refrigerante entra no condensador como vapor superaquecido no estado 2 e sai
como líquido saturado no estado 2 como resultado da rejeição de calor para o
ambiente. A temperatura do refrigerante nesse estado ainda é acima da temperatura
ambiente.
Expansão adiabática (dispositivo de expansão) – processo 3-4
O refrigerante líquido saturado no estado 3 é estrangulado para a pressão do
evaporador através da passagem pela válvula de expansão ou tubos capilares. A
temperatura do refrigerante cai abaixo da temperatura do espaço refrigerado durante
esse processo.
Recebimento isotérmico de calor (evaporador) – processo 4-1
O refrigerante entra no evaporador no estado 4 como uma mistura saturada e ele
evapora completamente absorvendo calor do espaço a ser refrigerado. O refrigerante
deixa o evaporador como um vapor saturado e entra novamente no compressor,
completando o ciclo.
O balanço de energia do sistema é obtido através da análise dos componentes do
ciclo operando nas condições nominais com regime permanente, da Figura 2.10. Para
isso, são feitas as seguintes analises: da capacidade frigorífica, da potência teórica
de compressão, do calor rejeitado no condensador, do dispositivo de expansão e do
coeficiente de performance do ciclo.
A capacidade frigorífica (Q0) de um sistema de refrigeração é a taxa de calor
removida do espaço refrigerado, sendo usualmente expressa em toneladas de
refrigeração. Uma tonelada de refrigeração equivale a 211 kJ/min ou 200 Btu/min. O
processo de remoção do calor ambiente ocorre no evaporador, à pressão constante.
A capacidade frigorífica, ou taxa de refrigeração, é dada pelo produto da vazão
mássica de fluído refrigerante pelo salto entálpico ocorrido. (STOECKER e JABARDO,
2002)
17
A potência teórica de compressão é um processo adiabático reversível
(isoentrópico), de modo que o trabalho realizado para elevar a pressão no ciclo é dado
pelo produto da vazão do refrigerante pelo salto entálpico ocorrido.
O calor rejeitado no condensador ocorre a pressão constante e corresponde ao
produto da vazão mássica pelo salto entálpico ocorrido. No dispositivo de expansão,
o processo é isoentalpico, com trabalho nulo.
Segundo Stoecker e Jones (1985), os parâmetros de um ciclo teórico de
compressão de vapor podem ser determinados pelo diagrama de pressão e entalpia.
Seguindo a Figura 2.10,
[...] para o processo 1-2, que representa a ação do compressor, tem-se que
o trabalho de compressão (w, kJ/kg) é a variação da entalpia no processo 1-
2 (h1 e h2, kJ/kg); ainda que o calor trocado (q, kJ/kg) esteja na equação,
como a compressão é adiabática esse valor é zero, dado por h2 – h1. No
processo 2-3, tem-se que a rejeição de calor (q, kJ/kg) é dada por h3 – h2 e
no processo 4-1, o calor trocado é dado por h1-h4 (STOECKER e JONES,
1985, p. 219-220)
Para sistemas de refrigeração, a eficiência do sistema é calculada empregando-se
o conceito de coeficiente de performance (COP, em inglês: coefficient of
performance). O cálculo do COP corresponde à divisão entre a energia útil e a energia
consumida. Sendo assim, para o sistema de refrigeração, a energia útil é o calor a ser
removido (Q0) e a energia utilizada é o trabalho requerido (W in), como na equação
abaixo:
𝐶𝑂𝑃 =
𝑄0𝑊𝑖𝑛
(21)
A partir da Figura 2.10 e através do balanço de energia e equacionamento do
mesmo, chega-se nas equações da Tabela 2.2 para os componentes do sistema de
refrigeração:
Tabela 2.2: Equações de balanço de energia para o ciclo de refrigeração.
Componente Processo Equação
Evaporador P = constante �̇�0 = �̇�𝑓(ℎ1 − ℎ4) (22)
Compressor s = constante �̇�𝐶 = �̇�𝑓(ℎ2 − ℎ1) (23)
Condensador P = constante �̇�𝑐 = �̇�𝑓(ℎ2 − ℎ3) (24)
Válvula de expansão ∆s > 0
�̇� = �̇� = 0
ℎ4 = ℎ3 (25)
Efeito frigorífico 𝐸𝐹 = ℎ1 − ℎ4 (26)
Coeficiente de performance
𝑒𝑓𝑒𝑖𝑡𝑜 𝑑𝑒 𝑟𝑒𝑓𝑟𝑖𝑔𝑒𝑟𝑎çã𝑜
𝑡𝑟𝑎𝑏𝑎𝑙ℎ𝑜 𝑑𝑒 𝑐𝑜𝑚𝑝𝑟𝑒𝑠𝑠ã𝑜 𝐶𝑂𝑃 =
ℎ1 − ℎ4ℎ2 − ℎ1
(27)
18
2.7. Ciclo real de compressão de vapor
O ciclo real de compressão de vapor se difere do ciclo teórico, por considerar as
irreversibilidades, como perdas de carga, atrito do fluido (entre o fluido e a parede ao
redor) e perdas de calor para o ambiente.
Essas irreversibilidades ocorrem em todos os componentes do sistema de
refrigeração. Assim, tem-se que “[...] é assumido que o líquido que sai do condensador
é saturado, quando na realidade ocorrem quedas de pressão no condensador e nas
linhas de conexão entre o condensador e a válvula de expansão.” (ÇENGEL e BOLES,
2006, tradução nossa). Ao mesmo tempo,
[...] no ciclo teórico o refrigerante sai do evaporador e entra no compressor
como vapor saturado; no entanto, na prática, não é possível haver tamanha
precisão, de modo que o vapor se encontra superaquecido. Isso, porém, pode
ser compensado devido ao fato de haver queda de pressão entre as linhas
de conexão entre o evaporador e compressor” (ÇENGEL e BOLES, 2006,
tradução nossa)
A Figura 2.11 demonstra o diagrama de pressão e entalpia para o ciclo real de
compressão a vapor:
Figura 2.11: Ciclo real de compressão a vapor. (STOECKER e JONES, 1985)
2.8. Componentes dos sistemas de refrigeração por compressão
Os sistemas de ar condicionado central utilizados na indústria e setor terciário
empregam um chiller de água gelada, que consiste de um ciclo de refrigeração por
19
compressão que resfria água que é utilizada para absorver calor do ambiente
climatizado empregando um equipamento denominado fan coil.
No sistemas de ar condicionado que empregam água gelada os trocadores de calor
(condensador e evaporador) e a válvula de expansão são partes comum do chillers
mecânico. O compressor utilizado é o que distingue entre os tipos de chillers
mecânicos, os quais podem ser centrífugo, parafuso, scroll ou alternativo. A Figura
2.12 apresenta um chiller mecânico, onde é possível distinguir as zonas de alta e baixa
pressão no sistema de refrigeração por compressão mecânica.
Figura 2.12: Esquema de um ciclo de refrigeração. A linha vermelha divide as zonas de alta e baixa
pressão. Modificado de SONNTAG; BORGNAKKE; VAN WYLEN, 2003.
2.8.1. Compressores
Os compressores são equipamentos utilizados para aumentar a pressão no fluido,
mediante emprego de trabalho mecânico. Podem ser classificados em dois tipos
principais: de deslocamento positivo e dinâmico. Hundy, Trott e Welch (2008) citam
que os do tipo deslocamento positivo comprime volumes de gás de baixa pressão
reduzindo fisicamente os volumes causando um aumento na pressão; por outro lado,
os do tipo dinâmico imprimem velocidade ao gás elevando sua pressão, ou seja,
convertem energia cinética em energia de pressão. A Figura 2.13 apresenta os
diversos tipos de compressores.
20
Figura 2.13: Tipos de compressores. Modificado de HUNDY; TROTT; WELCH, 2008.
Como pode ser visto na Figura 2.13 os compressores, como alternativo, scroll,
palheta e parafuso, são do tipo deslocamento positivo e os centrífugos são do tipo
dinâmico.
Stoecker e Jabardo (2002) afirmam para pequenas instalações (de até 1000 kW),
os compressores mais utilizados são os alternativos e os do tipo parafuso acionados
por motor elétrico. Em instalações industriais, de maior porte, os compressores mais
empregados são os centrífugos, pois podem ser acionados por turbina à gás ou motor
elétrico.
A. Compressor alternativo
O compressor alternativo é um elemento fundamental da indústria, podendo
trabalhar com uma grande amplitude de capacidade térmica, de até centenas de kW.
Esse compressor possui cilindros que contém pistões que se movimentam e válvulas
de admissão e descarga (GORDON e NG, 2001).
Os compressores alternativos podem ser do tipo aberto, semi-hermético e selado
(hermético). Também, podem ser classificados como monocilindro ou multicilindro,
que podem ser dispostos em V, W radialmente ou em linha.
Compressores abertos: “o eixo de acionamento atravessa o casco, sendo,
portanto, acionado por um motor exterior.” (STOECKER e JABARDO, 2002).
Esse é o único tipo adequado para ser utilizado com instalações de amônia ou
21
refrigerantes halogenados. Para evitar fugas do gás refrigerante ou penetração
de gás externo, deve ser feito um selo de vedação, quando a pressão for menor
que a atmosférica. A Figura 2.14 mostra um compressor aberto para uso de
amônia como refrigerante.
Figura 2.14: Compressor alternativo aberto para amônia. (CORREA,2010)
Compressores semi-herméticos: são de grande capacidade com cabeçote
removível para possibilitar a manutenção das válvulas e êmbolos (STOECKER
e JONES, 1985). A Figura 2.15 mostra o exterior de um compressor semi-
hermético.
Figura 2.15: Compressor alternativo semi-hermético com seis cilindros em arranjo W. (CORREA,
2010)
22
Compressores herméticos: são de pequeno porte mais utilizados em
refrigeradores domésticos e condionadores de ar de potências de até 30 kW.
Se assemelham aos semi-herméticos se diferenciando apenas pelo fato do
casco apresentar os acessos de entrada e de saída do refrigerante e para as
conexões elétricas do motor (STOECKER e JABARDO, 2002). Sendo assim,
tanto os compressores herméticos quanto os semi-herméticos não necessitam
de um selo de vedação para o eixo (STOECKER e JABARDO, 2002). A Figura
2.16 mostra o exterior de um compressor hermético.
Figura 2.16: Compressor alternativo hermético. (CORREA,2010)
B. Compressor parafuso
Os compressores tipo parafuso são rotativos, como pode ser visto na Figura
2.17. Stoecker e Jabardo (2002) citam que, quando comparados aos compressores
alternativos, possuem a vantagem de serem menores e terem menor quantidade de
partes móveis, porém, possuem menor eficiência em condições de carga parcial. Os
mesmos autores descrevem o princípio de funcionamento do compressor da seguinte
maneira:
1. O refrigerante entra pela parte superior de uma extremidade do compressor e o
deixa pela parte inferior da outra extremidade.
2. Na entrada do compressor é produzido vácuo, induzindo a entrada do vapor de
refrigerante.
23
3. À medida que a rotação continua, o gás presente na câmara de vácuo se move
para o espaço entre o casco e os rotores (fusos), e é conduzido para o espaço
entre os dois rotores. A medida que os rotores se movimentam, o espaço entre
eles diminui e o gás tem sua pressão aumentada e seu volume específico
diminuído.
4. Em dado instante, durante o processo de compressão o orifício de descarga é
atingido, ocorrendo a descarga através do processo de encaixe do ressalto, na
depressão dos rotores.
Figura 2.17: Compressor parafuso. (MECATRONICA ATUAL, 2013)
C. Compressor de palhetas
Os compressores de palhetas podem ser de dois tipos: de palheta simples ou
múltiplas palhetas. A Figura 2.18 esquematiza um compressor palheta simples. Esse
tipo de compressor possui uso doméstico ou de aplicações de pequeno porte, de até
15 kW (HUNDY; TROTT; WELCH, 2008).
24
Figura 2.18: Compressor palheta simples. (MARTINELLI JR, 1999?)
D. Compressor centrífugo
Hundy, Trott e Welch (2008) mencionam que os compressores centrífugos são o
tipo mais comum de compressores dinâmicos, onde um gás refrigerante entra
axialmente no rotor com pás curvadas que o lançam para fora tangencialmente. Essas
pás são responsáveis pela velocidade alta do gás e aumento de pressão, de modo
que o processo é semelhante ao de uma bomba centrífuga, podendo possuir um ou
múltiplos rotores. A Figura 2.19 mostra um esquema de um compressor centrífugo.
Figura 2.19: Compressor centrífugo. (CORREA,2010)
25
E. Escolha do compressor
Uma das maneiras de se escolher um compressor é através da capacidade de
refrigeração do mesmo, de acordo com Stoecker e Jones (1985):
Compressores alternativos: pequenas capacidades até 300 kW
Compressores centrífugos: capacidade frigorífica acima de 500 kW
Compressor parafuso: entre 300 e 500 kW, competindo com os alternativos de
grande capacidade e centrífugos de pequena capacidade.
Compressor de palhetas: compete com os alternativos de pequena capacidade.
(Linha branca).
Dessa forma, os compressores mais adequados para atender os setores industriais
são o centrífugo e o parafuso.
2.8.2. Condensadores
No ciclo de refrigeração, a função do condensador é promover a remoção do calor
latente do fluido refrigerante de forma que o mesmo retorne a sua fase líquida
(HUNDY; TROTT; WELCH, 2008). Estes autores ainda mencionam que o
condensador é um trocador de calor, cujo calor a ser removido corresponde a soma
do calor absorvido no evaporador e da energia recebido na compressão.
Os condensadores podem ser do tipo resfriado a ar, resfriado a água ou
evaporativo, com o fluído refrigerante correndo por dentro ou por fora dos tubos.
Na refrigeração comercial e condicionamento de ar de pequeno porte, a maioria
dos condensadores é resfriado a ar, mas na refrigeração industrial geralmente o
condensador mais utilizado é o do tipo evaporativo. Outra classificação dos
condensadores diz respeito a construção, se é multi-tubular do tipo casco-tubo ou
compacto. A Figura 2.20 mostra os principais condensadores utilizados.
26
Figura 2.20: Tipos de condensador. (a) resfriado a ar; (b) resfriado a água tipo casco-tubos; (c)
resfriado a água tipo placas; (d) evaporativo. (STOECKER e JABARDO, 2002)
Do balanço de calor, tem-se que a capacidade do condensador é dada pelo calor
removido. Assim, por Wang (2000) tem-se:
𝑄𝑐𝑜𝑛𝑑 = �̇�(ℎ𝑒 − ℎ𝑠) (28)
Onde �̇� é a vazão mássica de refrigerante; he é a entalpia do gás na entrada no
condensador (kJ/kg); e hs a entalpia na saída do condensador (kJ/kg).
Stoecker e Jabardo (2002) ainda mencionam que a capacidade frigorífica está
diretamente relacionada com o tamanho das instalações frigoríficas, o que pode ser
relacionado pela relação de rejeição de calor (RRC), que expressa a relação entre a
capacidade do condensador e do refrigerador.
Essa relação depende da temperatura de evaporação e de condensação, do tipo
de compressor e dos demais dispositivos do sistema de refrigeração. Assim, tem-se
que a taxa de remoção de calor no condensador deve ser igual a capacidade de
refrigeração do sistema mais a potência de compressão.
𝑄𝑐𝑜𝑛𝑑 = 𝑄𝑒𝑣𝑎𝑝 + 𝑊𝑒𝑙 (29)
A. Condensadores resfriados a água
27
Nesses compressores, a água é utilizada para remover o calor do refrigerante,
sendo que os mais utilizados são o tipo casco e tubo (ou shell and tube) e o tipo duplo
tubo (double-tube).
O condensador de dois tubos é composto de dois tubos, onde a água passa por um
tubo interno e o refrigerante pelo espaço entre o tubo interno e o tubo externo, de
modo que a circulação é em contra fluxo (os fluidos escoam em sentidos opostos). É
um tipo de condensador para sistemas de refrigeração de pequeno porte (HUNDY;
TROTT; WELCH, 2008). A Figura 2.21 mostra um condensador desse tipo.
Figura 2.21: Condensador de duplo tubo. (CORREA,2010)
Os condensadores do tipo casco e tubo podem ser divididos vertical e horizontal.
Os do tipo vertical são mais pesados que os horizontais, e usualmente utilizados em
área externa, além de utilizar mais água; por outro lado, os do tipo horizontal são mais
populares nos sistemas de ar condicionado.
Neste tipo de condensador, o fluido refrigerante, na forma de gás superaquecido
proveniente do compressor, entra pela parte superior e é distribuído ao longo de
chicanas, de modo a preencher o casco. A água entra nos tubos pela parte inferior do
condensador, onde ela extrai o calor do gás quente, em seguida, o refrigerante é
descarregado na parte superior do casco (WANG, 2000). A Figura 2.22 mostra um
condensador desse tipo.
28
Figura 2.22: Condensador do tipo casco e tubo. (CORREA,2010)
É importante notar que nos condensadores resfriados a água depois de um tempo
de operação, ocorre a deposição de sais de cálcio, magnésio e de sílica, formando a
chamada incrustação, que reduz a transferência de calor, o que exige manutenção
periódica e tratamento da água.
B. Condensadores resfriados a ar
Para estes condensadores, o ar é o fluído responsável por retirar o calor latente de
condensação, sendo que esta acontece dentro de tubos ou serpentinas, usualmente,
de cobre com aletas de alumínio, com várias conexões em série para condensar o
refrigerante (WANG, 2000).
O fluido refrigerante entra pela parte superior da serpentina e sai pela sua parte
inferior. O ar é forçado a circular através da serpentina por um ventilador, entrando
pela sua parte frontal e saindo pela parte posterior.
Os condensadores de ar são recomendados para áreas desérticas (seco e quente)
ou com pouca disponibilidade hídrica (WANG, 2000). Este tipo de condensador requer
maior área e possui maior consumo de energia elétrica. A Figura 2.23 mostra um
compressor resfriado a ar.
29
Figura 2.23: Compressor resfriado a ar. (CORREA,2010)
C. Condensadores evaporativos
Nestes condensadores, a condensação do fluído refrigerante ocorre dentro dos
tubos. A Figura 2.24 mostra um condensador evaporativo e seus componentes
Figura 2.24: Condensador evaporativo. (CORREA,2010)
Hundy, Trott e Welch (2008) descreve o funcionamento da seguinte forma: a água
de resfriamento é aspergida no topo do condensador sobre a superfície dos tubos de
condensação, então, devido a evaporação da água, o calor latente de vaporização é
extraído do fluído refrigerante através da superfície molhada da tubulação.
A água não evaporada é coletada na bacia e recirculada. O ar, induzido pelo
ventilador, entra pela veneziana localizada na base da torre e se desloca para cima
30
passando pela tubulação de condensação em contracorrente com a água de
resfriamento, resfriando a água, e é extraído pelo ventilador instalado no topo do
condensador.
Esse condensador é compacto e opera com menores temperaturas de
condensação em comparação com os outros dois condensadores. São os mais
utilizados instalações de grande porte, consomem menos energia, porém necessitam
de manutenção frequente, de utilizam grande quantidade de água.
O balanço hídrico, balanço de massa e o tratamento da água utilizada no
condensador evaporativo seguem os mesmos princípios da torre de resfriamento, o
qual será abordado no item 2.8.6.
2.8.3. Evaporadores
A função do evaporador é promover a remoção de calor do meio ou substâncias, o
que provoca a mudança de fase do fluído refrigerante de líquido para vapor.
Os evaporadores são classificados de acordo com a substância a ser resfriada,
como citado por Wang (2000). Pode ser utilizado para resfriar ar, onde o refrigerante
escoa por dentro de tubos e o ar escoa por fora dos tubos. Este tipo de evaporador é
muito utilizado em câmaras de resfriamento ou congelamento. O evaporador pode ser
utilizado para resfriar água, muito utilizada em sistemas de ar condicionado central.
Outra classificação diz respeito a condição de operação do evaporador, descrita
por Dossat (1961), podendo ser do tipo inundado ou seco. Nos inundados, o
evaporador é completamente cheio com refrigerante líquido, de modo que o
equipamento possui alta taxa de transferência de calor. Por outro lado, ele ocupa
muito espaço e requer um grande volume de refrigerante.
Nos evaporadores do tipo seco (ou de expansão), o refrigerante, entra no
evaporador após a válvula de expansão, de modo que a vazão seja adequada para
que o refrigerante seja vaporizado no momento que chegue ao final da tubulação do
evaporador.
Ao contrário dos evaporadores inundados, onde o evaporador se encontra repleto
de refrigerante, nos evaporadores secos, a quantidade de refrigerante varia conforme
a carga a ser resfriada do evaporador. Dessa forma, se a quantidade de calor é alta,
a quantidade de refrigerante a ser utilizada também será alta, e vice-versa (DOSSAT,
1961).
31
A capacidade frigorífica do evaporador é dada pela primeira lei da termodinâmica,
para trocadores de calor:
𝑄𝑒𝑣𝑎𝑝 = �̇�(ℎ𝑠 − ℎ𝑒) (30)
Onde Qevap é a capacidade térmica do evaporador; �̇� é a vazão do fluido a ser
refrigerado; he é a entalpia do fluido a ser refrigerado ao entrar no evaporador; e hs é
a entalpia do fluido a ser refrigerado ao sair do evaporador.
2.8.4. Refrigerante
O refrigerante é o fluido principal de trabalho no sistema de refrigeração, utilizado
para transmitir calor. Dentro do ciclo, a função do refrigerante é absorver calor ao
circular pelo evaporador, onde o refrigerante se encontra a baixa temperatura e baixa
pressão. Ao passar pelo condensador, ocorre a situação contrária, e o refrigerante,
que se encontra em alta pressão e temperatura, cede calor diretamente ao meio
externo ou para a água de resfriamento.
Os refrigerantes devem possuir as seguintes características, tal como descrito por
Stoecker e Jabardo (2002):
Características termodinâmicas favoráveis; essas características devem ser,
de acordo com Gordon e Ng (2001):
o Alto calor de vaporização, para atingir uma alta capacidade de
resfriamento;
o Baixo ponto de congelamento para evitar congelamento sob condições
extremas;
o Alto ponto crítico, para diminuir a energia requerida no compressor;
o Pressão de evaporação sendo, pelo menos, a pressão atmosférica para
evitar vazamentos;
o Baixa pressão de condensação, para evitar a necessidade de
equipamentos de expansão;
o Não ser tóxico, corrosivo, inflamável e ter estabilidade química;
Compatibilidade com o óleo de lubrificação do compressor
Grau de compatibilidade com materiais
Fácil detecção
Não ser pernicioso ao meio ambiente
32
Possuir custo compatível com o orçamento do projeto.
Em decorrência da crescente preocupação ambiental os refrigerantes que contém
flúor e cloro, os hidroclorofluorcarbonos, vem sendo substituídos por fluidos
refrigerantes alternativos. Esse é o caso do R-22, que apesar de ser um dos
refrigerantes mais empregados para refrigerante, possui grande impacto na camada
de ozônio.
Outra vantagem do uso de fluidos refrigerantes alternativos, é que além de não
serem tóxicos, possuem compatibilidade com óleos refrigerantes (FERREIRA, 2012).
A Tabela I (em anexo) mostra os principais fluidos refrigerantes alternativos e suas
características.
2.8.5. Chillers
O chiller é um equipamento chamado de pacote único, “no qual todas as partes do
sistema de refrigeração e seus controles são montados formando um kit.” (HUNDY;
TROTT; WELCH, 2008, tradução nossa). A Figura 2.26 mostra os componentes de
um chiller centrífugo.
Os condensadores podem ser evaporativos, resfriados a ar ou a água, sendo que
os resfriados a água podem ser do tipo casco e tubo, casco e serpentina, duplo tubo
ou de placas. No entanto, os mais utilizados são os resfriados a ar.
Os chillers com condensadores resfriados a água trabalham em associação com
uma torre de resfriamento para aumentar a eficiência total do sistema. (HUNDY;
TROTT; WELCH, 2008). A Figura 2.25 mostra um chiller em associação com uma
torre de resfriamento.
33
Figura 2.25: Esquema de um chiller associado com uma torre de resfriamento. Modificado de HVAC
SYSTEM, 2012.
Figura 2.26: Componentes de um chiller centrífugo. Modificado de EDDINE, 2015.
Os chillers empregam, geralmente, compressores alternativo, scroll, parafuso e
centrífugo. Os chillers empregam compressores alternativos, tem-que os mais
utilizados, de acordo com ASHRAE (2012), são:
Hermeticamente soldado: capacidade em torno de 25 TR;
Semi-hermético: capacidade em torno de 200 TR e
Aberto: capacidade entre 450 TR.
Os chillers que empregam os compressores scroll possuem capacidade entre 10 e
60 TR (35 e 210 kW), podendo ser refrigerado tanto por água quanto por ar. Os
34
equipamentos resfriados a água utilizam um condensador resfriado a água de casco
e tubo. A Figura 2.27 mostra um chiller scroll.
Figura 2.27: Chiller com compressor scroll. (CORREA,2010)
Os chillers que utilizam compressor parafuso possuem evaporadores que podem
ser inundados ou de expansão direta, condensadores que podem ser resfriados a
água ou a ar, sendo que os resfriados a água podem ser do tipo casco e tubo. A
capacidade do chiller varia entre 30 e 1250 TR, sendo que grande parte utiliza R134a
como refrigerante (ASHRAE, 2012).
Os chillers parafuso resfriados a ar são utilizados em localidade com restrição
hídrica. Sendo recomendados para a faixa entre 50 e 400 TR (WANG, 2000). A Figura
2.28 mostra um chiller parafuso.
Figura 2.28: Chiller com compressor parafuso. (CARRIER DO BRASIL, 2013)
35
Os chillers que utilizam compressor centrífugo provém água gelada para unidades
de tratamento de ar e terminais. Esses chillers são indicados para cargas de
aproximadamente 500 kW (GORDON e NG, 2001).
Figura 2.29: Chiller com compressor centrífugo. (CORREA,2010)
Como segue na Figura 2.30, os chillers de compressão podem ser comparados
quanto a capacidade de resfriamento.
Figura 2.30: Faixa de utilização dos chillers, de acordo com a capacidade de resfriamento do mesmo.
(ASHRAE, 2012)
2.8.6. Torre de resfriamento
Os sistemas de resfriamento podem ser classificados em três tipos:
Sistemas abertos: nesse sistema a água circula apenas uma vez pelo sistema,
utilizado quando existe grande disponibilidade de água. A água circula pelo
36
sistema e é descartada com alta temperatura. É utilizado em plataformas de
petróleo, navios, submarinos, etc. (TROVATI, 2004).
Sistemas semiabertos (ou abertos com recirculação): nesse caso a água é
resfriada para retornar ao sistema em equipamentos como a torre de
resfriamento, lagoa, spray pond, etc. É utilizado quando a disponibilidade
hídrica é limitada, sendo que, se a água for submetida a um tratamento químico,
a captação de água é reduzida. Entretanto, o custo inicial é elevado (TROVATI,
2004).
Sistemas fechados: empregado em instalações pequenas ou móveis. É
utilizado em compressores, turbina a gás, radiadores de motores de combustão
interna, etc. (TROVATI, 2004).
A torre de resfriamento é o equipamento responsável pela redução da temperatura
da água utilizada por promover a condensação do fluído refrigerante no condensador.
Na torre de resfriamento ocorre a troca de calor sensível da água de resfriamento
com o ar da vizinhança e com a parcela de água evaporada. Assim, a redução da
temperatura da água de resfriamento depende da quantidade de água evaporada, que
por sua vez depende da temperatura e umidade relativa do ar atmosférico que adentra
a torre de resfriamento.
A eficiência da torre é influenciada, principalmente, pelos seguintes fatores
(DOSSAT, 1961):
Temperatura de bulbo úmido do ar atmosférico quanto maior a temperatura de
bulbo úmido, menor será a absorção de umidade e portanto menor a troca
térmica.
Range ou faixa de operação da torre;
Superfície de troca térmica e a duração da interação água/ar;
Velocidade de escoamento do ar na torre;
Direção do escoamento de ar em relação a superfície de troca térmica
(paralela, transversal ou contracorrente).
A. Termos técnicos da torre de resfriamento
37
As torres de resfriamento possuem uma terminologia própria, a qual são
necessários os seguintes conceitos:
a) Temperatura de bulbo seco do ar: é medida através de um termômetro
convencional, onde é medido a mistura de ar e vapor d’água, de modo que não
é influenciada pela umidade relativa ou absoluta (SAMPAIO, 2013).
b) Temperatura de bulbo úmido: é medida utilizando um termômetro imerso em
tecido umidificado, de modo que esse fica exposto ao ar corrente. Dessa forma,
ocorre um resfriamento evaporativo, o que diminui a temperatura medida pelo
termômetro. Essa medida indica a quantidade de vapor d’água presente no ar,
de modo que essa temperatura sempre será igual ou menor que a temperatura
de bulbo seco (SAMPAIO, 2013).
c) Approach: Diferença entre a temperatura da água que sai da torre e a
temperatura de bulbo úmido do ar que entrar na torre (WANG, 2000).
d) Range: corresponde à diferença entre a temperatura de entrada e de saída da
água na torre (DOSSAT, 1961);
B. Componentes da torre de resfriamento
Os principais componentes da torre de resfriamento são: enchimento, aspersor,
eliminador de gota e ventilador, como pode ser visto na Figura 2.31.
Figura 2.31: Componentes da torre de resfriamento (SAMPAIO, 2010).
a) Bacia coletora
38
Na torre de resfriamento existem duas bacias de coletora de água: uma de água
quente e outra de água fria. A bacia de coletora de água quente se encontra na parte
superior da torre de resfriamento, e tem o objetivo de receber a água vinda do
processo para distribui-la ao longo da torre através dos aspersores. A bacia de
coletora de água fria encontra-se na parte inferior da torre, abaixo do enchimento. A
função é coletar a água que foi resfriada e retornar a água ao sistema (LIMA JUNIOR,
2011).
b) Enchimento
Estrutura instalada internamente na torre responsável por elevar a interação água
e ar, aumentando a superfície de troca térmica. Os enchimentos podem ser do tipo
gotejamento (ou respingo), do tipo película (ou laminar) ou do tipo misto.
O enchimento do tipo respingo pode ser utilizada para os dois tipos de torres, tanto
de fluxo cruzado. Nesse tipo, a água respinga em tábuas horizontais que possuem o
objetivo de interromper o escoamento de água até a base da torre. Dessa maneira, é
importante que seja garantido que as tábuas estejam na horizontam, para evitar o
acúmulo de água em qualquer um dos lados da torre.
Esse tipo de enchimento possui o formato de grade, podendo ser de aço
galvanizado e poliéster reforçado com fibra de vidro. Quando não existe a limitação
de custo e os materiais empregados podem ter custo maior, existem as opções de
plástico, cimento, amianto, aço galvanizado, alumínio, aço inoxidável e cerâmica
(TORRE DE RESFRIAMENTO, 2013).
A Figura 2.32 mostra o esquema de funcionamento de um do enchimento tipo
grade, onde é possível notar que a interação entre a água e o ar ocorre nos canais
vazados da grade.
39
Figura 2.32: A direita, esquema de funcionamento de um enchimento do tipo grade (BLAUEN, 2015).
A esquerda, enchimento do tipo grade (INTERNATIONAL REFRIGERAÇÃO, 2009).
O enchimento do tipo filme possui a característica de criar um fino filme de água,
de modo que a superfície de contato entre a água e o ar é a máxima possível. Assim,
ainda que a eficiência seja maior em comparação ao tipo respingo, nesse tipo a
distribuição de água deve ser uniforme, tanto do ar quanto da água (TORRE DE
RESFRIAMENTO, 2013).
A Figura 2.33 mostra o funcionamento de um enchimento do tipo filme, onde as
esferas azuis representam o ar e as vermelhas a água a ser resfriada. A água entra
através dos aspersores e fica totalmente cercada pelo ar, de modo que o formato do
enchimento é favorável à redução de velocidade da água.
40
Figura 2.33: No lado direito, esquema de funcionamento de um enchimento do tipo filme (BLAUEN, 2015). No lado esquerdo, enchimento do tipo filme, de PVC (INTERNATIONAL REFRIGERAÇÃO,
2009).
O enchimento do tipo misto consiste na mistura de dois tipos de enchimento
diferentes, por exemplo, madeira e PVC. O objetivo dessa construção é a diminuição
de custos e aproveitamento de materiais disponíveis.
c) Distribuição da água
A distribuição da água na torre é feita através de aspersores (também chamados
de pulverizados). A classificação do tipo de distribuição da água pode ser feita de duas
maneiras: por pressão ou por gravidade. O sistema por gravidade é mais utilizados
em torres de fluxo cruzado, enquanto o sistema por pressão é mais utilizado em torres
de contracorrente.
A distribuição por pressão é feita através de tubos fechados. Além disso, de Trovati
(2004), tem-se que:
Os principais problemas desse tipo de distribuição é a manutenção e a
regulagem da vazão de água.
O sistema de aspersores se encontra abaixo dos eliminadores de gotas.
A tubulação do sistema é formado por um tubo principal e ramais. São
empregados os seguintes materiais: PVC, aço carbono revestido e
polipropileno.
41
Os bicos distribuidores podem ser de propileno, PVC, nylon ou outro material.
Os bicos tem a função de distribuir água ao longo de todo o enchimento.
A pressão da água é distribuída com pressão entre 1,5 e 7 mca.
A Figura 2.34 mostra dois exemplos de sistemas de distribuição por pressão.
Figura 2.34: Distribuição por pressão. Á direita, um sistema com tubulação fixa e à esquerda, um sistema rotativo (TROVATI, 2004).
A distribuição por gravidade é feita em canais abertos, de tal que, de Trovati (2004):
Possui pequena altura de bombeamento, o que reduz o custo.
Não é utilizado em torres contracorrente devido o fluxo de ar interferir na
distribuição de água.
A regulagem da vazão é feita manualmente.
O sistema é composto por uma canaleta principal e secundárias.
A água é distribuída com pressão em torno de 0,5 mca.
A Figura 2.35 mostra um sistema de distribuição por gravidade.
Figura 2.35: Distribuição por gravidade Trovati (2004).
42
d) Eliminador de gotas
O objetivo do eliminador de gotas é reter as gotas que são carregadas pelas
correntes de ar geradas pelos ventiladores. Os eliminadores atuam mudando a
direção da corrente de ar, de modo que é feita a separação da gota e do ar e, por fim,
a gota cai sobre o enchimento (TROVATI, 2004).
O eliminador de gotas bem projetado tem por objetivo diminuir a perda por arraste,
mas sem aumentar a perda de pressão, já que acarretaria no aumento do consumo
dos ventiladores (TROVATI, 2004). A Figura 2.36 mostra um eliminador de gotas.
Figura 2.36: Eliminador de gotas, em polipropileno (TORRE DE RESFRIAMENTO, 2013).
Os eliminadores podem ser de PVC, polipropileno, lâminas de fibrocimento,
madeira tratada, chapa galvanizada e alumínio (SAMPAIO, 2013).
O equipamento possui as seguintes vantagens:
Diminuição das perdas de água;
Evita danos nos equipamentos que se encontram na vizinhança da torre,
reduzindo o contato dos mesmos com as gotas que se encontram na corrente
de ar;
Reduz a formação de névoa em regiões frias.
Uniformiza o escoamento de ar que passa pelo enchimento. Isso acontece
devido a criação de uma região de baixa pressão que se encontra entre os
eliminadores e os ventiladores.
e) Ventilador
43
O ventilador na torre de resfriamento tem a função de movimentar grandes volumes
de ar. Para que não haja danos na estrutura da torre e no seu funcionamento, os
ventiladores devem ser isentos de vibrações e pulsações (TORRE DE
RESFRIAMENTO, 2013).
Os ventiladores podem ser de dois tipos: axial ou centrífugo. A diferença entre
ambos se encontra na direção do ar após a passagem pelo roto. No tipo axial, o ar
mantém a direção do eixo, enquanto no tipo centrífugo o ar sai na direção normal a
direção de entrada (TROVATI, 2004).
O ventilador axial são melhores utilizados para movimentar grandes volumes de ar
com baixa pressão estática. Possuem custo baixo, não existe restrição quanto ao
tamanho da torre e trabalham com eficiência em torno de 80%. (TORRE DE
RESFRIAMENTO, 2013).
Os ventiladores do tipo centrífugos podem ser divididos em três tipos: de pá radial,
de pá curvada para frente e de pá curvada para trás. Os ventiladores mais utilizados
nas torres de resfriamento são os com as pás curvadas para frente (TROVATI, 2004).
f) Carcaça
A carcaça é composta pelo conjunto de componentes que confinam a torre, ou seja,
suporta o peso dos componentes, da carga de água que circula pela torre e, também,
suporta a corrente de ar. Além disso, tem a função de proteger os equipamentos
contra eventos externos, como incêndios, cargas sísmicas, além de ser resistente à
corrosão (SAMPAIO, 2010).
Figura 2.37: Carcaça de uma torre de resfriamento (SAMPAIO, 2010).
44
C. Análise hídrica das torres de resfriamento
1) Qualidade da água de resfriamento
As características da água a ser resfriada pela torre de resfriamento estão
diretamente relacionada com o os possíveis problemas que podem ocorrer na torre,
sendo os principais:
Incrustação: Ocorre devido à presença de dureza temporária e presença de
silicatos solúveis junto a sais de magnésio (MANCUSO, 2001).
Fouling: é uma junção de vários matérias, onde biomassa, óleo mineral ou
outros fluidos fazem a ligação dos materiais presentes, podendo ser esses
sólidos suspensos (silte, produtos de corrosão ou outros precipitado
inorgânicos) (MANCUSO, 2001).
Formação de depósitos: Ocorre quando a água não é decantada o suficiente,
provocando pós precipitação no sistema; quando há deficiência na filtração,
permitindo a passagem de flocos da decantação; quando a água absorve
poeira do meio ambiente; quando a água possui teores elevador de íons de
Fe+2, que são oxidados e se precipitam como tubérculos nas tubulações
(MANCUSO, 2001).
Desenvolvimento microbiano: Favorece a formação de um biofilme, decorrente
da deposição nos trocadores de calor; pode ocasionar obstrução tanto no
enchimento quanto nos aspersores; pode favorecer o aparecimento de
corrosão; além de afetar a troca térmica na torre (MANCUSO, 2001).
Assim, para garantir o funcionamento da torre, de modo que possa ser assegurado
a eficiência necessária para o funcionamento do sistema e, garantir que o sistema
funcione com condições mínimas de segurança, é necessário realizar o tratamento da
água de resfriamento. O principal objetivo do tratamento da água de resfriamento é,
de Trovati (2004):
(i) Controle de pH para que não haja nem incrustação tampouco corrosão;
(ii) Controle microbiológico para que não haja formação de biofilme.
a) Incrustação, depósitos sedimentares e fouling
45
A incrustação é bastante semelhante à formação de depósitos. Os depósitos
correspondem ao acúmulo de material sobre uma superfície (mas que podem ser
removidos com facilidade, manualmente).
Já incrustação corresponde ao acúmulo de material que não pode ser removido
facilmente, de modo que é necessário que sejam feitas limpezas mecânicas ou
químicas. A Figura 2.38 mostra um exemplo de tubulação de água com forte
incrustação.
Figura 2.38: Tubulação de um condensador incrustada. (TROVATI, 2004)
A incrustação é responsável pelas seguintes formações Trovati (2004): diminuição
da troca de calor, devido à baixa condutividade térmica. Dantas (1988) cita que uma
crosta de 0,60 mm de espessura reduz a troca térmica de tal modo que aumenta o
consumo de energia elétrica em 22% para compressão, devido à elevação da
temperatura de condensação.
Outros problemas relacionados a incrustação são: obstrução dos enchimentos,
entupimento dos aspersores de água e aumento dos processos corrosivos sob os
depósitos.
Os depósitos sedimentares também diminuem a troca térmica, além de
comprometerem a vazão ao longo da tubulação, de modo que existe uma relação
entre a velocidade da água e os depósitos sedimentares. Dantas (1988) cita que
velocidades altas diminuem a tendência à formação de depósitos. No entanto, na
proximidade de singularidades (por exemplo cantos, sulcos, ressaltos) o efeito pode
ser contrário, onde a turbulência elevada pode favorecer a deposição.
46
O fouling consiste no acúmulo de material na superfície de troca de calor, o que
resulta na diminuição da eficiência térmica, além de ocasionar distúrbios no fluxo de
água. O fouling pode ser de três tipos:
Inorgânico, quando é formado por produtos de corrosão, como depósitos de
óxidos de ferro, poeira, incrustações como carbonato de cálcio, sulfato de cálcio
(MANCUSO, 2001).
Biológico, ocorre na presença de microrganismos. O crescimento acelerado
pode resultar no bloqueio total de tubulações e orifícios (DANTAS, 1988).
Orgânico: quando ocorre devido a materiais de origem orgânica, decorrente de
vazamentos de fluidos (MANCUSO, 2001).
Para analisar a tendência de incrustação da água (ou de corrosão) é utilizado o
índice de Langelier ou índice de saturação (IS). Esse índice consiste na diferença
entre o pH real (ou medido) da água (pHR) e o pH calculado na saturação com
carbonato de cálcio (pHS), da mesma água (DANTAS, 1988). Esse índice é definido
pela equação a seguir:
𝐼𝑆 = 𝑝𝐻𝑅 − 𝑝𝐻𝑆 (31)
Portanto, tem-se que quando o índice de saturação é positivo existe a tendência de
deposição de carbonato de cálcio e quando o índice é negativo a tendência é de
dissolver o carbonato de cálcio, ou seja, a água encontra-se corrosiva. Caso seja zero,
o sistema está em equilíbrio.
Além desse ainda existe o índice de Ryznar (IR), que indica o poder incrustante de
maneira com mais acurácia (MACHADO, 2005). Esse índice é dado pela seguinte
equação:
𝐼𝑅 = 2(𝑝𝐻𝑆) − 𝑝𝐻𝑅 (32)
A Tabela 2.3 mostra a tendência para esse índice, para a faixa de temperatura entre
0 e 60°C.
Tabela 2.3: Índice de Ryznar e tendência de comportamento da água do sistema. (DANTAS, 1988)
IR Tendência
4 – 5 Forte incrustação
5 – 6 Pequena incrustação
6 – 7 Equilíbrio
7 – 7,5 Ligeira corrosividade
7,5 – 8,8 Elevada corrosividade
47
Além dos dois índices citados acima, existe um terceiro índice para determinar
estabilidade, dado pela tendência do pH de tamponar. O índice de estabilidade de
Puckorius possui resultados mais exatos que os outros dois índices (DANTAS, 1988).
Além disso, é mais especifico para águas de refrigeração em índices abertos com
recirculação e sistemas fechados. É dado pela seguinte equação:
𝐼𝑃 = 2(𝑝𝐻𝑆) − 𝑝𝐻𝑒𝑞 (33)
Sendo que o pH de equilíbrio (pHeq) é calculado pela seguinte equação:
𝑝𝐻𝑒𝑞 = 1,465 ∗ log𝐴𝑇 + 4,54 (34)
Onde AT é a alcalinidade total.
Sobre os índices para determinação de incrustação:
O índice de Puckorius é mais compatível com águas de torre com pH maiores
que 7,5;
Os índices de Langelier e de Ryznar devem ser utilizados para prever a
precipitação de carbonato de cálcio em águas de reposição de torres de
refrigeração e águas de abastecimento;
A Tabela 2.4 mostra a condição resultante para diferentes valores dos índices
citados acima:
Tabela 2.4: Condições referentes aos valores numéricos dos índices de saturação (IS), índice de Ryznar (IR) e índice de Puckorius (IP) (SOUZA (2007) apud VEIGA (2010).
IS IR e IP Condição
3,0 3,0 Incrustação extremamente severa
2,0 4,0 Muito severa
1,0 5,0 Severa
0,5 5,5 Moderada
0,0 6,0 Água estável
-0,2 6,5 Sem incrustação. Tendência muito
leve para dissolver
-0,5 7,0 Sem incrustação. Tendência leve para
dissolver
-1,0 8,0 Sem incrustação. Tendência
moderada para dissolver
-2,0 9,0 Sem incrustação. Tendência forte para
dissolver
-3,0 10,0 Sem incrustação. Tendência muito
forte para dissolver.
Os valores considerados seguros para operação da torre são -0,5 < IS < 0,5, IR >
6,0 e IP < 7,0 (VEIGA, 2010).
48
b) Corrosão
A corrosão ocorre em decorrência da ação eletroquímica ou química, que ocorre
devido a diferença de potencial elétrico. A corrosão ocasiona destruição da estrutura
de um metal, de modo a fazer com que o metal retorne para a forma com que é
encontrado no ambiente, ou seja, na forma de óxidos.
A ação corrosiva é resultado da interação entre os sais dissolvidos, bases e ácidos,
sólidos em suspensão, crescimento biológico, velocidade da água e solicitações
mecânicas (MACHADO, 2005).
Existem diversas formas de corrosão, sendo a corrosão sobre deposição de matéria
orgânica, que resulta na formação de biofilme, responsável por mais de 70% da
corrosão encontrada nos sistemas de água de refrigeração (DANTAS, 1988). Esse
tipo de corrosão é chamado de pilhas de aeração diferencial.
Para determinar a corrosividade é utilizado o índice de corrosividade de Larson e
Skold (IC), dado pela equação a seguir, de Dantas (1988):
𝐼𝐶 =
𝑚𝑒/𝐿(𝐶𝑙− + 𝑆𝑂2−2)
𝑚𝑒/𝐿(𝑎𝑙𝑐𝑎𝑙𝑖𝑛𝑖𝑑𝑎𝑑𝑒 𝑐𝑜𝑚𝑜 𝐶𝑎𝐶𝑂3
(35)
Sendo que:
𝑚𝑒𝐶𝑙−/𝐿 = 𝑝𝑝𝑚𝐶𝑙− ∗ 0,0282;
𝑚𝑒𝑆𝑂4−2/𝐿 = 𝑝𝑝𝑚𝑆𝑂4
−2 ∗ 0,0208;
𝑚𝑒𝐴𝑙𝑐. 𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙/𝐿 = 𝑝𝑝𝑚𝐴𝑙𝑐. 𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 ∗ 0,02
𝑚𝑒 = 𝑚𝑖𝑙𝑖𝑒𝑞𝑢𝑖𝑣𝑎𝑙𝑒𝑛𝑡𝑒 𝑜𝑢 𝑚𝑖𝑙é𝑠𝑖𝑚𝑎 𝑝𝑎𝑟𝑡𝑒 𝑑𝑜 𝑒𝑞𝑢𝑖𝑣𝑎𝑙𝑒𝑛𝑡𝑒
Da equação acima, tem-se que, para valores de pH entre 7,0 e 8,0, valores abaixo
de 0,1 indicam que a água não é corrosiva. Valores maiores que 0,1 indicam maior
tendência de corrosividade (DANTAS, 1988).
c) Desenvolvimento microbiológico
O desenvolvimento microbiológico nas torres de resfriamento pode como biofilme
ou depósitos biológicos. O biofilme também pode ser chamado de biofouling, fouling
ou biofilme. As consequências desse pode ser a diminuição da capacidade de troca
térmica e aumento da resistência ao escoamento no interior das tubulações, além de
49
corrosão, devido ao aparecimento de bactérias anaeróbicas. Apesar de ocasionar
diversos problemas na operação, o biofilme não é de fácil reconhecimento (VEIGA,
2010).
Os depósitos biológicos podem causar obstrução e entupimento de tubos, formação
de lodo nos reservatórios, crescimento descontrolado de formações de
microrganismos nos enchimentos, decomposição de estruturas que sejam feitas de
madeira, aumento na demanda bioquímica de oxigênio (DBO) e na demanda química
de oxigênio (DQO), mal cheiro e até mesmo desenvolvimento de organismos
patogênicos (TROVATI, 2004).
As tabelas a seguir mostra os tipos de algas, bactérias e fungos que podem estar
presente no sistema e os efeitos no sistema.
Tabela 2.5: Tipos de algas e efeitos na qualidade da água da torre de resfriamento. (DANTAS, 1988)
Divisão Gênero Tipo pH Efeitos
Verde-azulada Oscilatoria Filamentosa Limo-
enchimento
Verde Chlorella Unicelular 6,0 a 9,3 Fouling
Verde Ulothrix Filamentosa 6,0 a 8,9 Enchimento
Diatomácea Melosira Filamentosa 6,0 a 8,9 Fouling
Diatomácea Fragilaria Filamentosa 6,0 a 8,9 Fouling
Verde Scenedesmus Unicelular 6,0 a 7,9 Desprezível
Diatomácea Navicula Unicelular 6,0 a 7,9 Limo
Verde-azulada Anacystis Capsulada 6,0 a 7,9 Limo-odor
Verde Chlorococum Unicelular 6,0 a 8,9 Limo
Tabela 2.6: Tipos de bactérias e efeitos na qualidade da água da torre de resfriamento (DANTAS, 1988)
Gênero Tipo Esporulado Efeitos
Pseudomonas Aeróbica Não Limo
Aerobacter Aeróbica Não Limo
Flavobacterium Aeróbica Não Limo
Desulfovibrio Sulfato-redutora
Não Corrosão
Bacillus Aeróbica Sim Desprezível
Desulfotomaculum Sulfato-redutora
Sim Celulolítica
Sarcina Anaeróbica Não Desprezível
Escherichia Entérica Não Desprezível
Tabela 2.7: Tipos de fungos e efeitos na qualidade da água da torre de resfriamento (DANTAS, 1988)
Classe Gênero Esporulado Efeitos
Basidiomicetos Poria negrescans Sim
Deterioração branca
Basidiomicetos Peniophora mollis Sim
Deterioração branca
50
Basidiomicetos Poris montricola Sim
Deterioração castanha
Basidiomicetos Poria oleraceae Sim
Deterioração castanha
Fungos imperfeitos Bisporomyces Sim Deterioração mole
Fungos imperfeitos Phialophora Sim Deterioração mole
Fungos imperfeitos Cystoporela Sim Deterioração mole
Ascomicetos Chaetomium Sim Deterioração mole
A Figura 2.39 mostra a formação de depósito biológico na tubulação de água e a
Figura 2.40 mostra a formação de biofilme em enchimento.
Figura 2.39: Deposição de material orgânico em tubulação de água (TROVATI, 2004).
Figura 2.40: Formação de biofilme em enchimento. (TROVATI, 2004).
2) Tratamento da água de resfriamento
51
O tratamento de água nas torres de resfriamento consiste no controle da
incrustação, corrosão e desenvolvimento de microrganismos. Para realizar o
tratamento adequado, deve-se realizar o monitoramento periódico da água que entra
no sistema e da água que sai do sistema.
Silva (2008) cita que na unidade termo elétrica Mário Lado, em Macaé (RJ), a
qualidade da água da torre de resfriamento é controlada através do monitoramento
de: “pH, condutividade, cloro livre, turbidez, cloretos, alcalinidade total, dureza cálcio,
dureza total, sílica, ferro, sólidos em suspensão, sulfato, cobre e ciclo de
concentração” (SILVA, 2008, p.79).
A Tabela 2.8 mostra quais são os tratamentos indicados para cada problema citado
acima.
Tabela 2.8: Tratamento de água de resfriamento (SOUZA, 2007; DANTAS, 1988; VEIGA, 2010).
Problema Tratamento
Corrosão
Uso de inibidores de corrosão anódicos e catódicos;
Uso de inibidores de corrosão específicos, tais como: o Inibidores anódicos: cromato, nitrito, molibdato,
ortofosfato, fosfino carboxílico, bórax, silicatos. o Inibidores catódicos: zinco, polifosfatos, fosfanatos,
ésteres de fosfatos o Inibidores para cobre e suas ligas: azóis.
Incrustação
Uso de dispersantes e de inibidores de incrustações;
Uso de agentes complexantes, como NTA, EDTA e ácido glucônico.
Uso de inibidores de crescimento cristalino, como polifosfatos, ésteres de fosfatos e fosfonatos.
Uso de dispersantes poliméricos, tais como policrilatos, ésteres silicatos acrilatos
Desenvolvimento microbiológico
Biocidas mais utilizados: oxidantes, cloro gás ou hipoclorito de sódio. o Podem ser utilizados em dosagem de choque ou de
uma a duas vezes por dia.
Além desses, também é utilizado hipoclorito de cálcio, ozônio, dióxido de cloro e peróxido de hidrogênio.
D. Balanço de massa na torre de resfriamento
O balanço de massa da torre de resfriamento, ou seja, o balanço dos sais
dissolvidos na água. Esse balanço acompanha o balanço hídrico, de modo que pode
ser obtido analisando a Figura 2.41.
52
Figura 2.41: Esquema do balanço hídrico da torre de resfriamento. Sendo: R é o respingo; E é a
evaporação; P é a purga; M é a make-up ou drenagem; A é a água de alimentação ou recirculação; AF é a água ao sair da torre; e AQ a temperatura da água ao entrar na torre. (SOUZA, 2010)
A partir da figura acima, obtém-se o balanço de massa apresentado na equação
abaixo:
𝑀 = 𝑃 + 𝑅 + 𝐸 (36)
Onde M é a vazão da água make-up; P é a vazão da água de purga; R é a vazão de
água de respingo; e E é a vazão de água evaporada.
A partir da equação acima, tem-se que a relação entre as concentrações para cada
vazão é dada por:
𝐶𝑀 = 𝐶𝑃+𝐶𝑅 + 𝐶𝐸 (37)
Onde CM é a concentração da água make-up; CP é a concentração da água de purga;
CR é a concentração da água de respingo; e CE é a concentração da água evaporada.
Sabendo que as concentrações de sólidos na evaporação pode ser negligenciada
(CE = 0), e que a concentração da vazão de respingo e da vazão da purga são iguais
(CR = CP = CS, sendo CS a concentração salina do sistema), tem-se que essa
concentração será a própria concentração salina do sistema (DANTAS, 1988). Assim,
tem-se que:
𝑀𝐶𝑀 = 𝑃𝐶𝑃+𝑅𝐶𝑅 = (𝑃 + 𝑅)𝐶𝑠 (38)
Tem-se que CS/CM é uma constante (ciclo de concentração, CC), pois no estado de
equilíbrio a concentração CS se iguala a CM. Essa constante é chamada de ciclo de
53
concentração, que corresponde aos ciclos da vazão de make-up no sistema
(DANTAS, 1988). Assim, rearranjando a equação acima, tem-se que:
𝐶𝐶 =
𝐸 + 𝑃 + 𝑅
𝑃 + 𝑅=
𝐸
𝑃 + 𝑅+ 1
(39)
A determinação do ciclo de concentração adequado para o sistema de resfriamento
depende da característica da água, do tipo de torre, da demanda térmica e do
programa de tratamento proposto. O volume da água de reposição é obtido
multiplicando-se a porcentagem de água de reposição pela vazão de recirculação do
sistema.
A composição da água de reposição influencia na escolha do ciclo de concentração.
O ciclo de concentração é o número de vazes que a água de reposição se concentrou
na torre até atingir o limite estabelecido, ou seja, corresponde à relação entre a
concentração do contaminante de sais da água de recirculação e da água de make-
up.
𝐶𝐶 =
𝐶𝐴𝐶𝑀
(40)
Onde CA é concentração de sais da água de recirculação e CM é concentração de sais
da água de make-up.
O ideal é uma água de reposição com baixíssima turbidez e mínimo teor de sólidos
dissolvidos, sendo ideal utilizar água abrandada para prevenir a incrustação. Um
controle analítico da água é de fundamental importância tanto da água de
recirculação, como para a água de reposição.
De modo simplificado, a água quente entra no topo da torre, onde é aspergida sobre
o recheio da mesma. Ao mesmo tempo, uma corrente de ar externo entra na torre
junto a sua base e sai pela parte superior, onde, nesse processo, arrasta uma parcela
da água que está sendo aspergida. Neste processo ocorrem perdas que devem ser
controladas para garantir a eficiência da torre.
Perdas por evaporação
De acordo com a fabricante Alpina (2015a) a perda por evaporação depende da
vazão de água que circula dentro da torre, da diferença de temperatura entre a água
que sai (resfriada) e a água que entra (água do condensador) na torre, do approach
54
(ALPINA, 2015a). As perdas por evaporação podem ser calculadas de acordo com a
seguinte equação, de Dantas (1988):
%𝐸 = 0,185
∆𝑇 ∗ 𝑣𝑎𝑧ã𝑜
100
(41)
Onde %E é a porcentagem de perdas ∆T é a diferença de temperatura; e vazão é a
vazão de água de alimentação, em m³/h.
A função da corrente de ar é evaporar uma parte da água, para que a mesma se
resfrie através do processo de resfriamento evaporativo. A parcela da água restante,
retorna ao sistema (já resfriada) e um parte é eliminada pelo sistema de drenagem,
juntamente com as substâncias que se acumularam na mesma.
Além disso, segundo a perda de evaporação pode ser estimada como cerca de
2000 BTU por kg de água, sendo, aproximadamente, 1% da vazão de água que circula
na torre para cada 5,5 °C diminuídos de temperatura da água (MEIO FILTRANTE,
2003).
Perda por respingo (ou arraste)
As perdas por respingo, também chamadas de perda por arraste, decorrem do
carreamento de água pelo fluxo de ar que circula na torre. Portanto, a velocidade de
circulação do ar pela torre deve ser limitada para manter a perda dentro de valor
aceitável. Porém, isto nem sempre é possível, pois a velocidade do ar é controlada
para garantir que a água ao sair da torre esteja em uma temperatura pré-definida.
As perdas por respingo variam entre 0,05 a 0,2% da vazão da torre (MEIO
FILTRANTE, 2003). No entanto, segundo a fabricante Alpina (2015a), a perda por
respingo não deve ultrapassar 0,1% da vazão da água em circulação, de modo que
essa perda é controlada por mecanismos construtivos, ao contrário das perdas por
evaporação que são de processos físicos. Dantas (1988) apresenta a seguinte tabela
com a relação entre as perdas por respingo e o tipo da torre de resfriamento:
Tabela 2.9: Perdas por arraste de acordo com o tipo da torre de resfriamento (DANTAS, 1988)
Tipo % de água
arrastada média Faixa de % de água
arrastada
Tiragem induzida 0,2 0,05 – 0,3
Tiragem forçada 0,2 0,05 – 0,3
Tiragem Natural 0,5 0,3 – 1,0
Spray Pond 2,5 1,0 – 5,0
Condensador evaporativo 0,1 0,1 – 0,2
55
Perdas por purga
A purga de água na bacia da torre é uma medida necessária para controlar a
concentração de sais de cálcio e magnésio e de sílica na água de resfriamento,
responsáveis pela incrustação. Ainda segundo Alpina (2015a) é possível estabelecer
uma relação entre a evaporação e o arraste, conforme mostrado na Figura 2.42.
Figura 2.42: Ciclo de concentração para determinação da qualidade da água. (ALPINA, 2015a)
Portanto, para um ciclo de concentração de 2, ou seja, a concentração de sais da
água que é recirculada tem o dobro da concentração da água de make-up, a perda
por arraste é igual a perda por evaporação.
As perdas por purga são dadas pela seguinte equação:
𝑃 =
𝐸
𝐶𝐶 − 1− 𝑅
(42)
Onde P é a porcentagem de perdas por purga; CC é o ciclo de concentração; E é a
porcentagem de perdas por evaporação; e R é a porcentagem de perdas por respingo.
Água de Reposição ou Make-up
A água de reposição, ou água de make-up, é a vazão de água de água necessária
para repor a água no sistema que é perdida devido a evaporação, respingo (ou
arraste), purga e vazamentos. Desse modo, é a vazão necessária para que seja
mantido a uma quantidade de água constante no sistema.
A água de make-up deve apresentar boa qualidade, ou seja, baixa concentrações
de sais e matéria orgânica, baixo nível de materiais suspensos e microrganismos, pH
56
e temperatura adequados para evitar os problemas já citados de incrustação, corrosão
e desenvolvimento biológico.
Segundo Dantas (1988), a vazão de água de make-up pode ser calculada levando-
se em consideração as perdas hídricas e o ciclo de concentração. Assim, tem-se que
o balanço material na torre de resfriamento pode ser obtido pela seguinte equação,
como pode ser observado na Figura 2.41:
𝑀 = 𝑃 + 𝑅 + 𝐸 (43)
E. Tipos de torres de resfriamento
Assim, tem-se que as torres de resfriamento são sistemas semiabertos. Além disso,
as torres podem ser classificadas quanto ao fluxo de ar e tiragem da mesma. As torres
podem ser:
a) Tiragem natural: a circulação do ar depende somente das condições climáticas e
atmosféricas locais. Existem dois tipos de torres de tiragem natural:
Torres atmosféricas (ou de ventilação natural): são torres de grande estatura,
que utilizam o ar atmosférico, de modo que o se move horizontalmente e a água
escoa verticalmente (possui fluxo cruzado). Necessitam de grande área livre
para a circulação do ar e velocidade do vento igual ou superior a 8km/h (VEIGA,
2010)
Torres hiperbólicas: enquanto as torres atmosféricas utilizam os ventos, as
torres hiperbólicas utilizam a diferença de densidade do ar. A diferença de
densidade entre o ar interno, que é aquecido ao entrar em contato com a água
quente, e o ar externo. Essa diferença de temperatura gera um escoamento
natural, de modo que o ar externo entra pelo fundo da torre e sai pela parte
superior, com densidade menor, aquecido e umidificado. O formato hiperbólico
acelera o fluxo de ar ascendente e melhora a eficiência da torre (LIMA JUNIOR,
2011).
b) Tiragem mecânica: a circulação do ar ocorre devido a utilização de ventiladores,
de modo que pode ser induzida ou forçada.
Torre de tiragem induzida: o ventilador é instalado na zona de descarga do ar.
Assim, o ar entra na torre com velocidade baixa, porém sai com velocidade alta.
Com isso, a possibilidade de recirculação é reduzida, já que o ar tem maior
57
dispersão. A potência do ventilador será maior quanto maior for o enchimento
da torre (LIMA JUNIOR, 2011).
Torre de tiragem forçada: o ventilador é instalado na entrada do ar, de modo
que ocorre o contrário das torres de tiragem induzida: o ar entra com velocidade
alta e saí com velocidade baixa. Dessa forma, a possibilidade de recirculação
é maior, em comparação com a torre de tiragem induzida (LIMA JUNIOR,
2011).
Ainda dentro da classificação de torres de tiragem mecânica, pode-se fazer a
classificação em relação a interação entre o escoamento de ar e o escoamento de
água na torre, que pode ser fluxo cruzado ou contracorrente.
Torre de tiragem mecânica em contracorrente: o fluxo de ar é aspirado abaixo
do enchimento e a água escoa a partir da parte superior da torre, acima do
enchimento. Desse modo, tem-se que o fluxo de ar encontra-se em sentido
oposto ao fluxo de água (LIMA JUNIOR, 2011). A Figura 2.43 mostra um
exemplo de torre de contracorrente induzida e uma torre de contracorrente
forçada.
Figura 2.43: À direita, torre de resfriamento de contracorrente induzido e à esquerda Torre de
resfriamento de contracorrente forçada (ALPINA, 2015b).
Torre de tiragem mecânica em fluxo cruzado: o fluxo de ar é aspirado para
dentro da torre na direção perpendicular ao fluxo da água, através da lateral da
torre (LIMA JUNIOR, 2011). A Figura 2.44 mostra uma torre de fluxo cruzado
induzida.
58
Figura 2.44: Torre de resfriamento de fluxo cruzado induzida (ALPINA, 2015b).
2.9. Regime tarifário
Os consumidores são classificados em livres e cativos, onde a diferença entre eles
encontra-se unicamente na maneira como é feita a compra de energia. O consumidor
livre tem a alternativa de negociar a compra da energia com qualquer fornecedor. Já
o consumidor cativo somente pode ser suprido pela concessionária local. A Tabela
2.10 demonstra como é feita a classificação dos consumidores.
Tabela 2.10: Diferença entre os consumidores cativos e livres. (ARCE, 2011)
Consumidor Cativo Consumidor Livre
Demanda inferior a 3MW
Compra de energia apenas do distribuidor ao qual está conectado
Demanda superior aos 3 MW e 69 kV
Flexibilidade de compra de energia: possibilidade de contratos bilaterais e mercado spot
A resolução ANEEL 414/2010 divide os usuários da rede em grupos de acordo com
a tensão e com a classe de atendimento, conforme disposto na Tabela 2.11 a seguir:
Tabela 2.11: Usuários da rede. (ANEEL, 2010a; ANEEL, 2010b)
Subgrupo Descrição
Gru
po
A:
Ate
nd
ime
nto
em
ten
são
sup
erio
r
a 2
,3 k
V
A1 Tensão igual ou superior a 230 kV
A2 Tensão de 88 kV a 138 kV
A3 Tensão de 69 KV
A3a Tensão de 30 kV a 44 kV
A4 Tensão de 2,3 kV a 25 kV
AS Tensão inferior a 2,3 kV (sistema subterrâneo)
G r u p o
B : A t e n d i m e n t o
e m
t e n s ã o
i g u a l o u
i n f e r i o r a
2 , 3
k V
B1 Residencial Atendimento Residencial
59
Baixa Renda Atendimento Residencial Baixa Renda – TSEE (Tarifa Social de Energia
Elétrica)
B2 Rural Atendimento Rural
Cooperativa Atendimento para Cooperativa de Eletrificação Rural
B2 – Serviço Público de Irrigação
Atendimento para Serviço Público de Irrigação
B3 B3 Atendimento Demais Classes
B4 B4 – a Atendimento para Iluminação Pública (Rede de Distribuição)
B4 – b Atendimento de Iluminação Pública (Bulbo da lâmpada)
A divisão dos consumidores em grupos é feita de modo que são aplicadas
diferentes tarifas para os grupos, em decorrência do consumo característico e
necessidades do grupo. Desse modo, o grupo A possui as seguintes modalidades
tarifárias: horo-sazonal azul, horo-sazonal verde e convencional.
Para o grupo B, a tarifa está relacionada apenas com ao consumo de energia,
porém, conforme o consumo mensal (se inferior a 80 MWh), o consumidor pode ser
enquadrado na tarifa social de baixa renda, em que ganhará descontos de acordo com
o consumo. Para esse trabalho são destacadas as seguintes definições de
modalidade tarifária, de acordo com a Resolução Normativa nº 414 de 2010 da
ANEEL:
a) Convencional monômia: Independe das horas de utilização do dia. Aplicada
aos consumidores do grupo B (ANEEL, 2012, p.20);
b) Convencional binômia: Independe das horas de utilização do dia. Aplicada ao
grupo A e caracterizada por tarifas de consumo de energia elétrica e demanda
de potência (ANEEL, 2012, p. 20);
c) Tarifa verde: Aplicada ao grupo A. Caracterizada por tarifas diferenciadas de
consumo de energia elétrica, de acordo com as horas de utilização do dia, e
uma única tarifa de demanda de potência. (ANEEL, 2012, p. 20); e
d) Tarifa azul: Aplicada ao grupo A. Caracterizada por tarifas diferenciadas de
consumo de energia elétrica e de demanda de potência, de acordo com as
horas de utilização do dia. (ANEEL, 2012, p.21).
60
2.9.1. Variação tarifária horo-sazonal
As variações da tarifa em função do horário e da estação é devido ao consumo de
energia elétrica sofrer alterações consideráveis ao longo do dia e do ano. Essa
diferenciação tem por objetivo induzir uma mudança no comportamento do
consumidor, para concentrar o consumo em períodos em que essa seja mais barata
(CARÇÃO, 2011).
A variação horária da carga é uma característica do sistema, ou subsistema,
elétrico. Há dois grupos de tarifação horária: O grupo A há dois períodos denominados
ponta e fora de ponta, onde o primeiro corresponde considera 3 horas consecutivas
diárias, exceção feita aos sábados, domingos e feriados nacionais (ANEEL, 2010a).
Para o subsistema sul e sudeste/centro-oeste o horário de ponta situa-se entre as
18 e 22 horas. Durante o período de ponta, a tarifa é consideravelmente maior que no
período fora de ponta. No caso da CEMIG, a tarifa de ponta chega a 5 vezes a tarifa
de fora de ponta. O período fora de ponta corresponde ao restante do dia.
O grupo B divide os horários em 3 postos: ponta, que corresponde a 3 horas
consecutivas diárias excetuando sábados, domingos e feriados; intermediária,
período de duas horas não consecutivas, uma anterior ao período de ponta e outra
posterior ao mesmo; e fora de ponta, que são as horas diárias restantes.
Devido a matriz energética brasileira ter como base o sistema hidroenergético, a
mudança sazonal na tarifa acompanha a variação que ocorre no ano hidrológico, entre
o período de seca e período úmido, ou período de chuva. No período de seca, a
geração energética é reduzida e torna-se mais cara, com vezes sendo necessária a
utilização da energia proveniente de usinas térmicas, o que encarece ainda mais a
energia elétrica.
Esse período se estende entre os meses de maio a novembro. O período úmido
tem a energia mais barata, por vezes não sendo necessária a utilização massiva de
usinas térmicas. O período úmido compreende entre os meses de dezembro a abril.
Devido à necessidade despacho de centrais termoelétricas, a partir de 2015 foi
implantado para todo o SIN o Sistema de Bandeiras Tarifárias. De acordo com esse
sistema, a geração de energia sofre ajustes de acordo o despacho de termoelétricas.
O sistema é divido em bandeiras e cada bandeira está atrelada a um coeficiente que
é utilizado para reajustar o valor da tarifa.
61
A mudança na bandeira em vigor ocorre após o ONS avaliar a necessidade do
acionamento de usinas térmicas, onde o custo variável da térmica mais cara é o fator
determinante, como pode ser observado na Tabela 2.12:
Tabela 2.12: Bandeiras tarifárias (ANEEL, 2015?)
Bandeira Condição para
geração de energia elétrica
Acréscimo na tarifa (R$/kWh)
Custo variável da energia térmica
mais cara
Verde Boa Nenhum < R$200/MWh
Amarela Média 0,025 R$200/MWh e
R$388,48/MWh
Vermelha Ruim 0.055 > R$388,48/MWh
2.9.2. Tarifa Verde e Tarifa Azul
Aos consumidores do grupo A aplicam-se tarifas binômias (tarifação sobre a
demanda e o consumo), enquanto os consumidores do grupo B são tarifados apenas
com tarifa monômia (tarifação sobre o consumo). As tarifas binômias são as tarifas
horo-sazonais verde e azul definidas para cada concessionária de distribuição de
energia elétrica, direcionadas para consumidores de média e alta tensão que optaram
por ser supridos pela concessionária local. Estes consumidores têm a opção do
regime tarifário azul ou verde, que é um item contratual com a concessionária.
Dessa forma, o regime tarifário verde possui uma tarifa para demanda e duas para
consumo, sendo que pode haver variação horária (ponta e fora de ponta) e variação
no período (seco ou úmido). Já o regime tarifário azul possui duas tarifas para
demanda e duas para consumo, ambas variando conforme horário e estação
hidrológica.
Como mencionado, para determinados subgrupos, os regimes tarifários podem ser
obrigatórios ou opcionais, como demonstrado na Tabela 2.13. Abaixo da tabela, segue
um exemplo de tarifas convencionais da CEMIG para o ano de 2015, a Figura 2.45.
Tabela 2.13: Resumo modalidades tarifárias. (ANEEL, 2010b; CPFL ENERGIA, 2015; PROCEL, 2001)
MODALIDADE Convencional Verde Azul
TARIFAS
Demanda Ponta
Fora de Ponta
Consumo
Ponta seco
Ponta úmido
F. ponta seco
F. ponta úmido
62
CONSUMIDORES
Subgrupo A3a, A4, AS e
grupo B A3a, A4 e
AS
A1, A2, A3 e A4 (compulsória para tensão
superior a 69 kV)
Demanda contratada
< 300 kW e < 69 kV
(opcional)
< 300 kW e 69 kV (verde ou azul);
> 300 kW e < 69 kV (verde ou azul);
≥ 69 kV (obrigatório azul)
Figura 2.45: Tarifa convencional tabelas pela CEMIG para o ano de 2015 (CEMIG, 2015).
2.10. Termoacumulação
A termoacumulação consiste no armazenamento de energia térmica (quente ou
frio) em períodos de menor custo ou fator de capacidade para suprir cargas em
períodos de maior custo de produção ou nos quais a demanda supera a capacidade
de produção.
No contexto brasileiro atual, a termoacumulação é aplicada a empreendimentos
cujo regime tarifário é verde ou azul, e tem como objetivo a redução do consumo e/ou
demanda no horário de ponta, com vistas à redução das despesas operacionais.
63
Segundo VIEIRA (2009) todo o sistema elétrico é beneficiado pela
termoacumulação, pois se reduz investimentos na expansão do sistema elétrico pela
redução do consumo de eletricidade os horários de alto custo.
Dentre as desvantagens, estão o custo para implantação do sistema e obtenção da
tecnologia necessária para o armazenamento de calor, assim como o espaço
requerido pelo sistema. Dessa forma, tem-se que os principais candidatos para
utilização do sistema são, justamente, os consumidores energo-intensivos do setor
industrial e comercial, como grandes centrais comerciais, shopping centers, hospitais,
etc.
A classificação do sistema de termoacumulação de frio se dá através do tipo de
calor fornecido ao meio, se é latente ou sensível. De acordo com Martinez (2005) para
o sistema de calor sensível, o meio utilizado é líquido ou sólido, sendo os mais
empregados água e soluções salinas. Já no caso dos sistemas de calor latente, o mais
recomendado são substâncias em que se aproveita o ponto de congelamento,
podendo ser utilizada água nos sistemas de gelo, parafina, etc.
De acordo com Andreotti (2010) os sistemas de termoacumulação podem ser
divididos em dois tipos básicos: estocagem de gelo e estocagem de água gelada. A
Figura 2.46 mostra um sistema com termoacumulação, que pode ser tanto de água
gelada ou de gelo.
Figura 2.46: Termoacumulação em água gelada (QUEIROZ, 2011).
Armazenamento de água gelada: Esse sistema opera sem mudança de fase,
de modo que uma massa de água, armazenada em um reservatório, cede e
concede energia térmica, sempre com temperaturas acima de 0°C. Esse
método de termoacumulação é empregado para condicionamento ambiental e
o termoacumulador é agregado ao chiller de água gelada. A vantagem deste
64
método é que a água gelada é produzida pelo chiller, podendo o
termoacumulador ser carregado em horários que o evaporador não estiver
operando ou quando o chiller estiver operando abaixo da sua capacidade
nominal.
Armazenamento de gelo: Esse sistema opera com temperatura abaixo de 0°C,
fazendo uso da mudança de estado sólido para o líquido. O armazenamento
de energia é feito na forma de calor latente. Esse pode operar: (i) armazenando
gelo, (ii) através da produção, onde uma máquina produz gelo e esse é
armazenado em um reservatório com água, (iii) utilizando gelo em cápsulas
seladas com água, submersas em um reservatório cheio com uma solução de
glicol. Uma vantagem desse sistema é que, como o calor para fundir o gelo é
335 kJ/kg e água consegue absorver no máximo 46,5 BTU/lb, as instalações
de armazenamento de gelo requerem 1/5 do volume requerido para água
gelada. No entanto, como o chiller trabalha com uma temperatura menor, a
eficiência também diminui.
A ASHRAE (2012) indica que a escolha quanto ao tipo de termoacumulação deve
levar em consideração a disponibilidade do meio escolhido, fatores econômicos,
periculosidade ambiental, inflamabilidade, capacidade de explosão, toxicidade,
compatibilidade com o resto do sistema, capacidade de corrosão, se é inerte ou não.
Wang (2000) cita que um sistema de termoacumulação consiste de uma planta
central, um chiller de água ou um sistema de salmoura incorporado no sistema de
termoacumulação, um sistema de ar incluindo uma unidade de tratamento de ar,
terminais, sistema de retorno de ar, sistema de controle de fumaça e sistema de
exaustão mecânica.
A parte elétrica do sistema, que cujo principal componente é o compressor, é
operada em decorrência da variação das horas de ponta e fora de ponta, de modo
que o gelo ou água gelada armazenado em tanques é a parte responsável pela
refrigeração da planta.
Sobre o dimensionamento, a ASHRAE (2012) indica o ponto principal sobre o
dimensionamento do sistema de termoacumulação é a determinação da carga térmica
a ser resfriada no horário de ponta, analisando o desempenho dos equipamentos que
serão parte do sistema de refrigeração, direta ou indiretamente. Ainda, tem-se que o
65
sistema de termoacumulação deve operar com dois horários separados, de acordo
com a distribuição e utilização do sistema.
De modo geral, sobre os processos de acumulação de energia, tem-se que:
“O processo de acumulação de energia envolve, pelo menos, três passos:
carregamento, armazenamento e descarregamento. [...] Em sistemas
práticos, alguns dos passos podem ocorrer simultaneamente (por exemplo,
carregamento e armazenamento), e cada passo pode ocorrer mais de uma
vez em cada ciclo de armazenamento.” (DINÇER e ROSEN, 2011, tradução
nossa)
É importante frisar, também, que o sistema de termoacumulação consome,
aproximadamente, a mesma quantidade de energia elétrica que um sistema
convencional, de modo que a economia está relacionada ao deslocamento do uso em
função da variação do preço das tarifas elétricas.
As principais vantagens da termoacumulação, descritas por Queiroz (2011), são:
Diminuição do tamanho da central de água gelada, de modo que o custo inicial
dos equipamentos também é reduzido.
Deslocamento da carga de utilização do sistema elétrico.
Redução do custo com energia, em decorrência da mudança tarifária, como já
descrito.
Aumento da confiabilidade em função da existência de um sistema reserva.
Menor demanda de energia, de modo que o contrato com a concessionária
pode ser revisado e diminuído.
Como desvantagens tem-se:
Necessidade de área disponível para a instalação dos tanques de
armazenagem.
Necessidade de investimento inicial nos equipamentos.
2.10.1. Termoacumulação líquida
Sistemas de termoacumulação líquida são aqueles que armazenam a energia na
forma de calor sensível, podendo utilizar tanto água quente ou óleo térmico aquecido
(ciclo de absorção), quanto água gelada (ciclo de compressão), de modo que esses
sistemas também são conhecidos como centrais de água gelada.
66
Segundo Andreotti et. al. (2010) a água é um das substâncias mais utilizadas como
fluído de trabalho em termoacumuladores devido a possuir alto calor específico (4,18
J/kg.K ou 1 BTU/lb.°F) e ser uma substância abundante e de baixo custo, além de ter
tecnologia consolidada. Porém o autor recomenda utilizar a água sempre a
temperaturas acima de 4°C. Usualmente, esses sistemas operam na faixa de 3,3 a
5,5°C (DINÇER e ROSEN, 2011).
Segundo ASHRAE (2012), os tanques de armazenamento de água podem ser de
vários formatos, sendo que o mais utilizado é do tipo cilindro vertical operando a
pressão atmosférica (fatores econômicos). Ainda segundo ASHRAE (2012), a
capacidade de armazenamento do tanque de água gelada (energia térmica estocada)
é proporcional ao volume de água armazenado e ao diferencial de temperatura entre
a água gelada armazenada e a água de retorno. Desse modo, é notável que existe
uma relação direta entre a diferença de temperatura e as dimensões do
termoacumulador.
De acordo com Chumioque (2004) a principal vantagem do armazenamento em
água em comparação ao armazenamento ao gelo é a temperatura de evaporação no
ciclo de refrigeração mais elevada, além do processo global possui eficiência maior, o
que implica em menor consumo de energia. Também, os chilllers que podem ser
instalados em conjunto com um tanque de armazenamento. A Figura 2.47 mostra um
sistema típico de água gelada.
Figura 2.47: Sistema típico de água gelada com termoacumulação (GASIL, 2015).
O tanque de termoacumulação de água gelada deve ser projetado de modo que
evite a mistura entre a água quente (que retorna ao tanque) e a água fria (que será
67
utilizada no sistema de resfriamento). Uma maneira de garantir que não haverá a
mistura é através da estratificação, que se baseia na diferença de densidade
(ASHRAE, 2012).
Na estratificação térmica, a água quente sai do tanque pela parte superior e a água
resfriada entra pela parte inferior, sendo que a água gelada é fornecida e retirada a
baixa velocidade, em escoamento horizontal, de modo que força de empuxo domina
os efeitos de inércia.
Nos tanques estratificados, ocorrem as seguintes perdas de calor, por Chumioque
(2004): (i) perda de calor pelas paredes do tanque, (ii) devido a formação de uma
termoclina1, e (iii) devido a troca de calor que ocorre durante a carga e a descarga do
tanque.
Durante o enchimento do tanque (carga), a vazão de água gelada entra pela parte
inferior do tanque e a água quente sai pela parte superior do tanque. Quando os dois
fluxos de água, em temperatura diferentes, se misturam no tanque, é formada uma
termoclina de espessura de até 60 cm, aproximadamente (ASHRAE, 2012).
A Figura 2.48 mostra o gráfico de estratificação da temperatura no tanque de água
gelada, onde é possível observar a presença da termoclina. A termoclina é maior
durante o período de enchimento do tanque (carga) e menor durante o período de
esvaziamento do tanque (descarga).
Figura 2.48: Estratificação da temperatura no tanque de água gelada. Modificado de ASHRAE (2012).
1 Termoclina: “interface entre duas massas de água, onde as trocas de calor se dão de forma muito rápida (BREVE, 2015).
68
Os termoacumuladores podem, ainda, ser instalados a céu aberto ou enterrados,
de acordo com as necessidades construtivas envolvidas. Os materiais mais
empregados são construídos em aço ou concreto protendido.
Há duas opções de armazenamento de água gelada: total ou parcial. Segundo
Chumioque (2004), no regime de armazenamento total, a carga térmica, no horário de
ponta, é atendida somente pelo termoacumulador, e o chiller permanece desligado. A
Figura 2.49 mostra um exemplo de um sistema com armazenamento total.
Figura 2.49: Sistema de armazenamento total. Modificado de CHUMIOQUE, 2004
Já no regime de armazenamento parcial, apenas uma parcela da carga térmica no
horário de ponta é suprida. Neste regime há duas possibilidades possíveis:
Armazenamento parcial com nivelamento, no qual o chiller trabalha em regime
contínuo e constante, como mostrado na Figura 2.50
Figura 2.50: Sistema de armazenamento parcial com nivelamento. (Modificado de CHUMIOQUE,
2004)
69
Armazenamento com carga limitada, no qual, durante o horário de ponta, o
chiller trabalha com uma carga reduzida operando complementar ao
termoacumulador, conforme apresentado na Figura 2.51.
Figura 2.51: Regime de armazenamento parcial com carga limitada. (Modificado de CHUMIOQUE,
2004)
2.10.2. Termoacumulação sólida empregando gelo
A termoacumulação empregando gelo utiliza reservatórios menos em relação a
termoacumulação empregando água, mas o sistema (chiller e termoacumulador) é
mais complexo. Este sistema utiliza o calor latente de fusão do gelo estocado a (335
kJ/kg) como fluído de trabalho. Consequentemente é necessário que sejam utilizados
equipamentos capazes de trabalhar a temperaturas abaixo de zero, assim como
refrigerantes que também trabalhem com temperaturas baixas (DINÇER e ROSEN,
2011).
Uma das grandes vantagens desse sistema é possibilidade de utilização de
tanques com volumes menores que os tanques de água gelada, com relação na faixa
de 5 para 1 (o seja, o tamanho do tanque de água gelada é cinco vezes maior que o
tanque de armazenamento de gelo).
A grande desvantagem do sistema que emprega gelo é a necessidade de atingir
temperaturas inferiores muito baixas, o que resulta num aumento do consumo de
energia elétrica, além da necessidade de equipamentos apropriados.
Segundo DINÇER e ROSEN (2011), o termoacumulador com gelo pode ser
classificado como estático ou dinâmico:
70
Sistema estático: nesse sistema, o não se move enquanto está sendo produzido
ou durante o consumo. Como exemplo desse tipo de sistema, tem-se o internal
melt e external melt. A Figura 2.52 mostra os dois tipos de sistema, internal melt
e external melt, onde é possível observar que o gelo é carregado e
descarregado no mesmo lugar, de modo que não existe uma vazão de gelo
circulando pelo sistema (EPRI, 2000).
Figura 2.52: À esquerda, ice on coil external melt e à direita ice on coil internal melt (BAC, 2015a)
Sistema dinâmico: nesse sistema o gelo é produzido e estocado em lugares
diferentes. Na maioria dos casos, o gelo é gerado sobre a superfície de um
trocador de calor (um evaporador, por exemplo) e, depois, retirado para
estocagem. A Figura 2.53 mostra um exemplo de sistema dinâmico, um sistema
de ice harvesting.
Figura 2.53: Sistema ice harvesting (PACIFIC GAS AND ELECTRIC COMPANY, 1994)
Das tecnologias disponíveis para o armazenamento em gelo, tem-se as seguintes:
sistemas internal melt, external melt, encapsulated e ice harvesting (WANG, 2000).
71
A. Internal melt
O sistema de armazenamento chamado internal melt é constituído de um tanque,
cheio de água e, imerso nesse tanque, encontram-se as tubulações por onde circula
o fluido de trabalho, que é um fluido secundário2
O sistema opera da seguinte maneira: durante carregamento, o fluido secundário
escoa em temperatura abaixo de °C, de modo que a água ao redor congela na
superfície da tubulação. Dessa forma, uma camada espessa de gelo é formada ao
redor da tubulação, de modo que a resistência à transferência de calor também
aumenta.
Assim, à medida que a camada de gelo vai ser tornando cada vez mais espessa, é
necessário que a temperatura do fluido secundário diminua, para que seja possível
manter o processo de carregamento (EPRI, 2000).
No processo de descarregamento ocorre o processo inverso, onde o fluido
secundário circula em temperatura acima de °C, de modo que a camada de gelo
descongela a partir da camada imediatamente acima da superfície da tubulação,
criando o efeito de congelamento de dentro para fora. Dessa forma, tem-se ao redor
da tubulação uma camada de água e, acima dessa, a camada de gelo formada
posteriormente. A medida que essa camada de água torna-se cada vez mais espessa,
a temperatura do fluido secundário precisa aumentar. Para evitar que a temperatura
seja muito alta, o tanque de água é agitado, utilizando uma bomba de ar (EPRI, 2000).
A Figura 2.54 mostra o carregamento e descarregamento do gelo ao longo da
tubulação presente no tanque de armazenamento de gelo e um esquema do tanque
de armazenamento de gelo.
2 Fluido secundário: são líquidos, utilizados no sistema de refrigeração para transferir calor para o objeto a ser refrigerado, proveniente do trocador de calor, sendo que no trocador de calor, o fluido refrigerante absorve o calor. Pode ser salmoura, glicol e óleos (HORSLEY, 2015).
72
Figura 2.54: À esquerda, processo de descarregamento e carregamento do gelo na tubulação. À
direita, esquema do tanque de armazenamento de gelo. Modificado de Wang, 2000.
B. External melt
O sistema de armazenamento external melt é bastante parecido com o sistema de
internal melt, sendo a principal diferença a maneira como é feito o descarregamento.
No sistema internal melt, escoamento do fluido secundário é invertido, de modo que
ocorre o descongelamento de dentro para fora. Já no external melt, a água presente
no tanque é o agente que circula ao redor da tubulação coberta de gelo para que o
mesmo descongele.
No carregamento, o fluido secundário circula, de modo que é formado o gelo sobre
a superfície da tubulação. No descarregamento, a água proveniente de um tanque
externo circula pelo sistema e retorna ao tanque, de modo que essa movimentação
causa o descongelamento do gelo. Nesse caso, o gelo que se encontra sobre a
superficie da tubulação será o último a ser descongelado durante o processo.
É importante que todo o gelo seja descongelado para isso não afeta a eficiência do
sistema. A Figura 2.55 mostra um esquema de um sistema external melt. A Figura
2.56 mostra um sistema de gelo na tubulação que pode ser tanto um sistema de
internal melt ou external melt e a Figura 2.57 mostra o processo de descarregamento
de um sistema external melt.
73
Figura 2.55: Esquema de um sistema external melt (EPRI, 2000).
Figura 2.56: Sistema com tubos ao redor da tubulação. O mesmo conjunto (tanque e tubulação) pode
ser utilizado para o sistema internal melt ou external melt (BAC, 2015b).
Figura 2.57: Descarregamento do sistema external melt. Modificado de BAC, 2015a.
74
C. Encapsulated ice
O sistema encapsulated ice consiste em cápsulas cheias de água, ou outro material
que sofra mudança de fase, junto com um aditivo que minimize o super resfriamento
e promova a cristalização do gelo durante o carregamento. As cápsulas podem ser
diversos materiais (por exemplo, um polímero, como um polietiliendo de alta
densidade), tamanhos (da ordem de 3 e 4 polegadas) e formas (como esféra,
paralelepipédo). O fluido no qual as cápsulas se encontram imersas é, na maioria dos
casos, água (EPRI, 2000).
Durante o carregamento, um fluido secundário a baixa temperatura circula no
tanque, que contém as cápsulas. Então, a água que se encontra dentro das cápsulas
resfria e congela, de fora para dentro, até que todo o conteúdo da cápsula enteja
congelado (EPRI, 2000).
O descarregamento consiste no processo contrário, de modo que um fluido
secondário aquecido é bombeado para o tanque, de modo que o conteúdo das
cápsulas descongela de fora para dentro (EPRI, 2000).
A Figura 2.58 mostra o descarregamento de um sistema encapsulated ice, onde o
fluido secundário escoa através das cápsulas no tanque, e retorna ao sistema.
Figura 2.58: Esquema de um sistema encapsulated ice (Youtube, 2013).
D. Ice harvesting
75
O sistema de ice harvesting é um sistema que se diferencia dos outros, pois a
produção de gelo não é no mesmo local da estocagem. Assim, o processo de
operação desse sistema pode ser dividido em três fases: produção do gelo,
estocagem do gelo e derretimento do gelo (EPRI, 2000).
A operação do sistema é feita da seguinte maneira, de acordo com EPRI (2000)
Uma parte da água que se encontra no tanque de armazenamento é bombeada
para o centro de distribuição, onde essa se congela na superfície do evaporador.
O processo ocorre até que seja formada uma camada de, aproximadamente, 10
mm na superfície do evaporador.
Com o aumento da espessura da camada de gelo, ocorre o aumento da
resistência térmica, de modo que é necessário que seja feita a raspagem do
gelo que se encontra na superfície do evaporador.
Para realizar a raspagem do gelo, gases quentes provenientes do compressor
são direcionados para o evaporador, de modo que o gelo possa se desprender
da superfície do evaporador.
Ao se desprender da superfície do evaporador, o gelo cai em um tanque que se
encontra posicionado abaixo do evaporador.
O descarregamento do sistema ocorre adicionando água quente no tanque com a
mistura de gelo e água, de modo que ocorre uma estratificação da água no tanque.
Assim, a água fria é retirada pela parte inferior e bombeada para o sistema de
refrigeração. A Figura 2.59 mostra os componentes de um sistema ice harveting e a
Figura 2.60 um esquema de sistema ice haversting.
Figura 2.59: Componentes do sistema ice harversting (AUTOMATIC ICE SYSYEMS, 2013).
76
Figura 2.60: Sistema de ice harvesting (ZHAO et al.., 2010)
E. Comparação entre os sistemas de termoacumulação em gelo
Resumidamente, os sistemas de termoacumulação em gelo podem ser
comparados, em termos técnicos, de acordo com a Tabela 2.14:
Tabela 2.14: Comparação técnica entre os sistemas de termoacumulação em gelo (RISMANCHI et al., 2012).
Sistema COP Temperatura de carregamento
(°C)
Temperatura de descarregament
o (°C)
Densidade máxima de
resfriamento (kWh/m³)
Internal melt 2,9 – 4,1 -6 a -3 2 48,1
External melt 2,5 – 4,1 -9 a -4 1 43,5
Encapsulated ice
2,9 – 4,1 -6 a -3 1 52,6
Ice harvesting 2,7 – 3,7 -9 a -4 1 39,3
2.11. Operação do sistema
De acorco com Dinçer e Rosen (2011), o dimensionamento de uma instalação que
utiliza termocumulação de frio deve seguir levar em consideração os seguintes
aspectos:
O tamanho do sistema;
Capacidade do chiller e capacidade de armazenamento (Total de calor a ser
retirado ou adicionado por hora por dia);
Condições de operação do chiller no carregamento do termoacumulador;
Eficiência do chiller sob as condições de operação; e
Estratégia de funcionamento do sistema ao londo do dia.
77
Quanto ao modo de operação, tem-se o regime descrito a seguir. Esse foi utilizado
por Chumioque (2004), onde é feito o dimensionamento de um sistema de água
gelada. O sistema descrito pelo autor possui quatro modos de operação, que
correspondem a situação cotidiana de um prédio comercial. Esse regime pode servir
de base para outros modelos, de modo que o será para esse trabalho. A Figura 2.61
mostra o seguinte descrito a seguir:
Modo 1 – Operação simultânea de resfriamento e carregamento: O
carregamento do termoacumulador e o atendimento da carga térmica predial
são feitos simultaneamente.
Modo 2 – Atendimento da carga térmica predial com o termoacumulador: O
resfriamento do prédio é feito somente com o frio armazenado no
termoacumulador, de modo que o chiller permanece desligado. Operação típica
para atendimento da carga térmica durante o horário de ponta.
Modo 3 – Operação de carregamento: Toda a capacidade do chiller é voltada
para carregar o termoacumulador. Caso típico do que ocorre quando a carga
térmica não precisa ser atendida.
Modo 4 – Operação conjunta: A carga térmica predial é atendida
simultaneamente pelo termoacumulador e pelo chiller.
Figura 2.61: Modos de operação do sistema de acumulação ao longo de um dia (CHUMIOQUE,
2004).
78
3. METODOLOGIA
Na metodologia são analisados quatro modelos, com e sem termoacumulação,
através da aplicação de quatro cenários:
Modelo 1 – sem termoacumulação: Nesse modelo possui um sistema de ar
condicionado com chiller de capacidade igual a demanda máxima de frio e sem
termoacumulação;
Modelo 2 – com termoacumulação total: Nesse modelo o sistema de ar
condicionado possui chiller de capacidade igual a demanda máxima de frio e
termoacumulação total;
Modelo 3 – com termoacumulação parcial e carregamento descontínuo:
Sistema de ar condicionado com chiller de capacidade igual a metade da
demanda máxima de frio e com termoacumulação; e
Modelo 4 – com termoacumulação parcial e carregamento contínuo: Sistema
de ar condicionado com chiller de capacidade inferior à demanda máxima de
frio com operação contínua e com termoacumulação
3.1. Caracterização do sistema de resfriamento
O sistema de resfriamento utilizado como modelo é composto por um chiller de
água gelada, torre de resfriamento induzida, termoacumulador e sistema de
distribuição de ar (fan coil), como mostrado na Figura 3.1.
O sistema da Figura 3.1 possui 2 circuitos de interesse: circuito de água gelada
(responsável pelo resfriamento do ambiente climatizado), circuito de água de
resfriamento (responsável pelo resfriamento da água do condensador).
O circuito de água gelada é controlado de acordo com a operação do sistema.
Quando ocorre a termoacumulação total, a água não circula pelo evaporador, de modo
que todo o ambiente é climatizado através do descarregamento do termoacumulador.
Na termoacumulação parcial, ocorre a operação do sistema em conjunto com o
carregamento do sistema. Na operação sem termoacumulação, a água gelada não
circula pelo termoacumulador.
79
Figura 3.1: Esquema do sistema de refrigeração. O chiller de água gelado é representado pelos seus
componentes: evaporador, condensador, compressor e válvula de expansão.
3.2. Modelos de operação do sistema
Para aplicar os modelos considerados foram consideradas as seguintes hipóteses:
O formato da curva de carga térmica parabólica representada por uma equação
de 2º grau. A demanda de frio é obtida em função da hora do dia. Não são
consideradas variações mensais, anuais ou sazonais;
Não é considerada a forma de armazenamento de frio, mas o estudo é focado
na quantidade de água gelada produzida. Com isso, não é levada em
consideração a variação de temperatura que ocorre durante o carregamento e
descarregamento da água gelada;
O chiller de água gelada do sistema de ar condicionado opera sempre com
carga nominal quando é considerada a termoacumulação;
COP é constante, independentemente da capacidade do chiller e da demanda
de frio;
Não são consideradas variações das propriedades do ar atmosférico durante a
operação da torre de resfriamento;
As propriedades termodinâmicas da água gelada e da água de resfriamento
são consideradas constantes; e
A eficiência do isolamento térmico entre a saída do chiller e o fan coil foi
considerada constante.
80
3.2.1. Modelo 1 –sem termoacumulação
A partir da equação 44, traça-se a curva de carga térmica, descrita na Figura 3.2,
que descrve uma função para o comportamento da carga térmica ao longo de um dia
qualquer.
𝑄𝑑 = 𝑎𝑡2 + 𝑏𝑡 + 𝑐 (44)
Figura 3.2: Operação do sistema sem termoacumulação.
Onde Qd é a demanda de frio; t é o horário do dia; a, b e c são constantes.
A partir da curva de carga do sistema é possível obter energia absorvida pela água
gelada no fan coil para o intervalo de tempo considerado (equação 45).
𝑄𝑓𝑐 = ∫ 𝑄𝑑 𝑑𝑡
𝑡𝑓
𝑡0
(45)
Onde Qfc é o calor obsorvido pela água gelada no fan coil; ti é o tempo de início de
considerado; e tf é o tempo final.
Como foi considerada uma perda térmica entre o chiller e o fan coil é necessário
que o chiller produza mais água gelada para compensar esta perda.
Logo, o calor extraído da água gelada pelo fluído refrigerante no evaporador do
chiller é dao por:
𝑄𝑎𝑔 = 𝑄𝑓𝑐 . (1 − 𝑃) (46)
Onde Qag o calor retirado da água gelada pelo chiller e P é a perda relativa de calor
entre o chiller e o fan coil.
81
Dessa forma, a massa de água gelada é fornecida por:
𝑚𝑎𝑔 =
𝑄𝑎𝑔(ℎ𝑒 − ℎ𝑠)𝑎𝑔
(47)
Onde mag é a massa de água gelada necessária para a operação do chiller, hs e he
são, respectivamente, a entalpia de saída e de entrada da água no chiller.
Saindo do sistema de refrigeração e indo para a torre de resfriamento, tem-se que
a massa de água de resfriamento é obtida através do conceito de COP, onde:
𝐶𝑂𝑃 =
𝑄𝑎𝑔
𝑊𝑒𝑙
(48)
Onde Wel é a potência elétrica do chiller, Figura 3.3:
Figura 3.3: Balanço energético no chiller.
Ou seja,
𝑊𝑒𝑙 + 𝑄𝑎𝑔 = 𝑄𝑎𝑟 (49)
Ou seja,
𝑊𝑒𝑙 + 𝑄𝑎𝑔 = 𝑄𝑎𝑟 (50)
Onde Qar é o calor extraído pela água de resfriamento no condensador do chiller.
Logo, o calor extraído pela água de resfriamento em função do COP é dado por:
𝑄𝑎𝑟 = 𝑄𝑎𝑔 +
𝑄𝑎𝑔
𝐶𝑂𝑃
(51)
A massa de água de resfriamento é dada por:
82
𝑚𝑎𝑟 =
𝑄𝑎𝑟(ℎ𝑠 − ℎ𝑒)𝑎𝑟
(52)
Onde mar é a massa de água de resfriamento.
As perdas que ocorrem na torres de resfriamento são calculadas de acordo com as
equações do tópico Balanço de massa na torre de resfriamento, em 2.8.6 Torre de
resfriamento.
3.2.2. Modelo 2 –com termoacumulação total
A obtenção da massa de água que será utilizada no chiller durante a operação do
sistema e a massa de água a ser resfriada é feita a partir da seguinte consideração: a
área de carregamento do termoacumulador e a área de descarregamento do
termoacumulador devem ser iguais, como pode ser visto na Figura 3.4.
É preciso observar que para esse modelo, o horário de início de operação do chiller
não coincide, necessariamente, com o início das atividades do shopping center.
Figura 3.4: Operação com termoacumulação total.
As variáveis ti e tf da Figura 3.4 correspondem à hora de partida e de desligamento
do chiller ao final do dia.
83
A área correspondente ao descarregamento do termoacumuldor corresponde ao
período que o chiller é desligado durante o horário de ponta. Portanto, pode-se dizer,
sem considerar o eficiência energética do termoacumulador, que a área
correspondente ao carregamento deve ser igual a área do horário de ponta.
Os cálculos da capacidade frigorífica (Qag) e da massa de água gelada (mag), massa
de água de resfriamento (mar) e perdas da torre de resfriamento são obtidos pelas
mesmas equações citadas no item 2.8.6.
3.2.3. Modelo 3 –com termoacumulação parcial e carregamento descontínuo
Nesse modelo, a capacidade nominal do chiller é conhecida e inferior a demanda
máxima. Tal como no caso anterior a área de carregamento do termoacumulador deve
ser igual a área de descarregamento do termoacumulador, como na Figura 3.5.
Figura 3.5: Operação com termoacumulação parcial.
Neste caso a incognita é o horário de partida (ti) do chiller para iniciar o
carregamento do termoacumulador, tendo em vista que o horário de desligamento foi
mantido. Encontrado o horario de partida do chiller se procede aos cálculos das
massas de água de resfriamento e as perdas hídricas na torre de resfriamento.
84
3.2.4. Modelo 4 – com termoacumulação parcial e carregamento contínuo
Nesse modelo, a capacidade nominal do chiller, a ser definida, é inferior a demanda
máxima. Tal como no caso anterior a área de carregamento do termoacumulador deve
ser igual a área de descarregamento do termoacumulador, como na Figura 3.6
Figura 3.6: Operação com termoacumulação parcial com capacidade definida e operação contínua
Encontrada a capacidade do chiller procede-se aos cálculos das massas de água
de resfriamento e as perdas hídricas na torre de resfriamento.
3.2.5. Consumo de energia elétrica
Para determinar o consumo de energia elétrica para cada modelo é adotado que
os shopping center pertencem ao grupo A4 e que possuem o contrato da modalidade
tarifária horo-sazonal azul (de acordo com casos dados reais de shopping centers).
O cálculo do custo de energia elétrica não leva em consideração o custo de
demanda contratada, pois varia de acordo com o contratado de cada empresa. Assim,
são utilizadas as tarifas em vigor da CEMIG, apresentadas na Tabela 3.1:
85
Tabela 3.1: Tarifa azul para o grupo A4 (CEMIG, 2015a)
Tarifa Preço da tarifa
Bandeira
verde (R$/kWh)
Bandeira amarela
(R$/kWh)
Bandeira vermelha (R$/kWh)
Consumo Ponta (período seco) 0,44788 0,47288 0,49288
Consumo Ponta (período úmido) 0,44788 0,47288 0,49288
Consumo Fora de Ponta (período seco)
0,30976 0,33476 0,35476
Consumo Fora de Ponta (período úmido)
0,30976 0,33476 0,35476
O custo do consumo de energia elétrica é calculado de acordo com a equação 53,
de CEMIG (2015b):
𝐶𝑢𝑠𝑡𝑜 = 𝐶𝑜𝑛𝑠𝑢𝑚𝑜 ∗ 𝑡𝑎𝑟𝑖𝑓𝑎 ∗ (
1
1 − 𝐼𝐶𝑀𝑆)
(53)
Onde Custo é o custo relativo ao consumo de energia elétrica; Consumo é a
quantidade de energia elétrica consumida; tarifa é o preço da tarifa, dado na Tabela
3.1; e ICMS corresponde ao valor da alíquota vigente, no caso, 18% (CEMIG, 2015b).
4. APLICAÇÃO DOS MODELOS E RESULTADOS
A aplicação dos modelos descritos acima é feita considerando o cenário descrito
na Tabela 4.1:
Tabela 4.1: Dados adotados do sistema de refrigeração.
Capacidade nominal do chiller 1600 TR
Horário de pico 15:30 h
Início da operação do shopping center 9:00 h
Final da operação do shopping center 22:00 h
Horário de ponta Das 17:00 as 20:00 h
Assim, utilizando as equações 44 e 45 e considerando que tanto as 7h quanto as
24h o chiller encontra-se desligado, foram obtidas as seguintes equações:
𝑄𝑑 = −77,868𝑡2 + 2413,9𝑡 − 13082 (54)
𝑄𝑓𝑐 = −25,956𝑡3 + 1206,95𝑡2 − 13082𝑡 + 𝐶 (55)
Para obter a entalpia da água gelada foram adotados valores de pressão,
temperatura da água na saída e na entrada do chiller. Da mesma forma, para obter a
86
entalpia da água de resfriamento, foram adotados valores de pressão da água na
entrada e na saída da torre de resfriamento, assim como valores de temperatura na
entrada e na saída da torre de resfriamento. As Tabela 4.2 e Tabela 4.3 mostram os
valores adotados e os valores de entalpia encontrados.
Tabela 4.2: Dados adotados de água gelada.
Pressão (p) 2,0 bar
Temperatura de saída do chiller (Ts) 11,0 °C
Temperatura de entrada no chiller (Te) 16,0°C
Entalpia de saída (hs) 46,40 kJ/kg
Entalpia de entrada (he) 67,38 kJ/kg
Tabela 4.3: Dados adotados de água de resfriamento.
Pressão de saída da torre de resfriamento (p1) 4,80 bar
Pressão de entrada na torre de resfriamento (p2) 1,75 bar
Temperatura de saída (T1) 24,0 °C
Temperatura de entrada (T2) 30,0 °C
Entalpia de saída (h1) 101,14 kJ/kg
Entalpia de entrada (h2) 125,94 kJ/kg
Para todos os modelos o COP será 5. Além disso, é considerado que a perda
relativa de calor entre o chiller e fan coil é de 5%. Os demais dados serão
apresentados de acordo com o modelo analisado.
4.1.1. Aplicação do modelo 1 (sem termoacumulação) e resultados obtidos
A partir das equações 54 e 55 e considerando a perda relativa entre o chiller e o
fan coil de 5%, foram obtidas a quantidade de energia requerida no fan coil, a
quantidade de calor absorvido no evaporador e o calor liberado no condensador. Para
isso, foi considerado que chiller trabalha somente durante o horário de funcionamento
do shopping center (das 9:00h às 22:00h).
Com esses resultados e utilizando as equações 47 e 52, foram encontrados os
valores de massa de água gelada e massa de água de resfriamento. A Tabela 4.4
mostra os resultados encontrados:
Tabela 4.4: Dados calculados da massa de água gelada e da massa de água de resfriamento.
Efan coil 58.877 kWh
Eevap 61.976 kWh
Econd 74.371 kWh
mag 10.634.601 kg
mar 10.795835 kg
87
Onde Efan coil é a energia requerida no fan coil; Eevap é a energia absorvida no
evaporador; e Econd é a energia liberada no condensador.
Através do valor calculado de massa de resfriamento, foram obtidas as perdas na
torre de resfriamento (perda por evaporação: equação 41; perda por respingo: Tabela
2.9, considerando a perda máxima de uma torre de tiragem induzida; e perda por
purga: equação 42): A Tabela 4.5 mostra os resultados encontrados:
Tabela 4.5: Perdas de água na torre de resfriamento.
E 119.834 kg
E 1,1 %
R 32.388 kg
CC 4
P 7.557 kg
Total de perdas 159.778 kg
Onde E são as perdas por evaporação; R são as perdas por respingo; CC é o ciclo de
concentração, obtido a partir do gráfico da Figura 2.42; e P são as perdas por purga.
Por ser uma análise comparativa, o cálculo do consumo de energia considerou
apenas a energia elétrica consumida no fan coil, da Tabela 4.4. Assim, utilizando os
valores de preços de tarifas na Tabela 3.1 e a equação 53, obteve-se os valores de
consumo no horário de ponta e fora de ponta, apresentados na Tabela 4.6:
Tabela 4.6: Custo de energia elétrica para bandeiras verde, amarela e vermelha.
Consumo no horário fora ponta 44.278 kWh
Consumo no horário de ponta 14.599,3 kWh
Custo total (bandeira verde) 741.010 R$/mês
Custo total (bandeira amarela) 794.861 R$/mês
Custo total (bandeira vermelha) 837.942 R$/mês
4.1.2. Aplicação do modelo 2: (com termoacumulação total) e resultados
obtidos
Seguindo o mesmo roteiro do modelo 1, porém considerando que o início de
operação do chiller é as 8:17h é o final da operação do chiller as 22:00h, com pausa
no horário de ponta, tem-se os seguintes resultados, na Tabela 4.7, Tabela 4.8 e
Tabela 4.9.
Tabela 4.7: Dados calculados da massa de água gelada e da massa de água de resfriamento.
Efan coil 60.278 kWh
88
Eevap 63.450 kWh
Econd 76.140 kWh
mag 10.887.578 kg
mar 11.052.648 kg
Tabela 4.8: Perdas de água na torre de resfriamento.
E 122.684 kg
E 1,1 %
R 33.158 kg
CC 4
P 7.737 kg
Total de perdas 163.579 kg Tabela 4.9: Custo de energia elétrica para bandeiras verde, amarela e vermelha.
Consumo no horário fora ponta 60.228 kWh
Consumo no horário de ponta 0 kWh
Custo total (bandeira verde) 683.110 R$/mês
Custo total (bandeira amarela) 738.242 R$/mês
Custo total (bandeira vermelha) 782.348 R$/mês
4.1.3. Aplicação do modelo 3: (com termoacumulação parcial e carregamento
descontínuo) e resultados obtidos
Nesse modelo, o chiller possui capacidade nominal de 800 TR, de modo que é
necessário que o carregamento ocorra entre 3:47 h e 9:29h e entre 20:00 e 21:31 h
com pausa no horário de ponta. Seguindo o modelo 1, tem-se os resultados das
Tabela 4.10, Tabela 4.11 e Tabela 4.12.
Tabela 4.10: Dados calculados da massa de água gelada e da massa de água de resfriamento.
Efan coil 42.815 kWh
Eevap 45.068 kWh
Econd 54.082 kWh
mag 7.733.308 kg
mar 7.850.555 kg
Tabela 4.11: Perdas de água na torre de resfriamento.
E 87.141 kg
E 1,1 %
R 23.552 kg
CC 4
P 5.494 kg
Total de perdas 116.188 kg
Tabela 4.12: Custo de energia elétrica para bandeiras verde, amarela e vermelha.
Consumo no horário fora ponta 42.815 kWh
Consumo no horário de ponta 0 kWh
89
Custo total (bandeira verde) 485.204 R$/mês
Custo total (bandeira amarela) 524.364 R$/mês
Custo total (bandeira vermelha) 555.692 R$/mês
4.1.4. Aplicação do modelo 4 (com termoacumulação parcial e carregamento
contínuo) e resultados obtidos
Para que a área de carregamento seja igual a área de descarregamento, como na
Figura 3.6, o chiller deve possuir a capacidade nominal de 577 TR. A operação ocorre
das 0:00 as 24:00 h, com pausa no horário de ponta. Desse modo, seguindo o modelo
1, os resultados são apresentados nas Tabela 4.13, Tabela 4.14 e Tabela 4.15.
Tabela 4.13: Dados calculados da massa de água gelada e da massa de água de resfriamento.
Efan coil 42.635 kWh
Eevap 44.879 kWh
Econd 53.855 kWh
mag 7.700.918 kg
mar 7.817.674 kg
Tabela 4.14: Perdas de água na torre de resfriamento.
E 86.776 kg
E 1,1 %
R 23.453 kg
CC 4
P 5.472 kg
Total de perdas 115.702 kg
Tabela 4.15: Custo de energia elétrica para bandeiras verde, amarela e vermelha.
Consumo no horário fora ponta 42.635 kWh
Consumo no horário de ponta 0 kWh
Custo total (bandeira verde) 483.172 R$/mês
Custo total (bandeira amarela) 522.168 R$/mês
Custo total (bandeira vermelha) 553.364 R$/mês
4.1.5. Comparação entre os cenários
Os quatro modelos trabalhos acima podem ser divididos em:
Demanda igual a capacidade nominal do chiller (Modelos 1 e 2);
Demanda maior que a capacidade nominal do chiller (Modelos 3 e 4).
90
Para os casos onde a demanda é igual a capacidade nominal do chiller, a
termoacumulação não apresentou vantagem em termos de eficiência hídrica, pois, o
consumo de água foi maior, já que o chiller precisa trabalhar com capacidade plena
por um período de tempo maior, em comparação ao caso que não há
termoacumulação. Nesse caso, a melhor alternativa, em termos de eficiência hídrica,
é manter o sistema sem termoacumulação.
Nos casos onde a demanda é maior que a capacidade nominal do chiller, a
termoacumulação é vantajosa em termos de eficiência hídrica, pois ainda que o chiller
esteja trabalhando com capacidade plena por mais tempo, como a capacidade é
reduzida (em comparação ao modelo sem termoacumulação), a quantidade de água
necessária para o funcionamento do chiller é menor. Nesse caso, para os modelos 3
e 4 houve, respectivamente, uma redução no consumo de 27,3% e 27,6%, como pode
ser observado na Tabela 4.16:
Tabela 4.16: Comparação da eficiência hídrica entre os modelos.
Modelos comparados
Diferença no total de
perdas na torre de
resfriamento
Diferença percentual
entre os modelos
Avaliação entre os modelos (aumento ou diminuição) nas
perdas totais na torre de resfriamento
Modelo 2 e 1 3.801 kg/dia + 2,4% Aumento no consumo de água
Modelo 3 e 1 43.590 kg/dia - 27,3% Diminuição no consumo de água
Modelo 4 e 1 44.077 kg/dia - 27,6% Diminuição no consumo de água
Os modelos 3 e 4, ainda que sejam aqueles que apresentam maior eficiência
hídrica, são restritos de aplicação, já que descrevem um caso onde em que não existe
um sistema de termoacumulação prévio e é possível definir a capacidade nominal do
chiller para o projeto específico.
Em termos de viabilidade energética, a comparação feita apenas indica que todos
os modelos com termoacumulação são viáveis, independente da bandeira tarifária em
vigor. No entanto, para saber a viabilidade econômica é necessária um levantamento
de estudo de viabilidade ecocômica.
5. CONSIDERAÇÕES FINAIS
A termoacumulação é um sistema em desenvolvimento no Brasil, com potencial de
expansão no setor comercial, devido a economia em relação ao deslocamento do
91
consumo do horário de ponta para horário fora de ponta. Essa mudança, embora
relativa apenas à mudança tarifária, é suficientemente compensatória em termos
econômicos.
Com relação a eficiência hídrica, a metologia utilizada apresentou vantagens e
desvatagens, de modo que é possível obter redução no consumo de água, porém é
necessário que o sistema seja remodelado, ou seja, é necessário que seja avaliada
se capacidade nominal do chiller empregado pode ser reduzida.
No caso em que pode ser feita a redução da capacidade nominal do chiller, de
modo que a mesma se torne menor que a demanda do chiller, é possível obter
redução no consumo de água. Quando a demanda do sistema permance a mesma
que a capacidade do chiller, não é possivel obter vantagem do mesmo, em termos de
eficiência hídrica.
Com relação a metodologia adotada, é necessário que sejam feitos ajustes para
que apresente valores mais acurados. Para isso é necessário que as hipóteses
adotadas sejam revisadas para trabalhos futuros, já que:
A consideração de que a curva de carga térmica é uma parábola pode não
demonstrar comportamento real dessa curva, já que a curva não é,
necessariamente, simétrica. Para obter uma curva mais próxima a realidade, é
necessário que sejam feitas medições do consumo de energia térmica ao longo
do tempo. Esse consumo varia com os dias da semana e meses do ano.
A operação do chiller varia de acordo com a demanda de energia e com a
temperatura de entrada da água a ser resfriada, não sendo sempre a operação
em capacidade nominal.
A operação do chiller também é influenciada pelo carregamento do tanque de
armazenamento, afinal o meio utilizado (água gelada, gelo, mistura de água e
gelo) influencia na taxa de carregamento (formação de termoclina, etc.)
O COP varia com a demanda de energia, sendo necessário a obtenção de uma
curva de variação do mesmo. A variação do COP resulta na variação da
quantidade de água a ser enviada para a torre de resfriamento.
O rendimento de uma torre varia de acordo com as variações do tempo e clima,
de modo que é necessário que sejam consideradas essas variáveis.
92
De modo geral, a eficiência dos equipamentos e do isolamento térmico foi
considerada constante, sendo necessário obter eficiências reais dos
equipamentos em uso.
De modo geral, tem-se que a metodologia, embora simplificada, apresentou-se
eficaz para o proposito desse trabalho, que é a avaliação das perdas hidricas em
sistemas de ar condiconado empregando termoacumulação.
93
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102
ANEXO
Tabela I: Fluidos refrigerantes alternativos e suas aplicações. Modificado de (FERREIRA, 2012 apud KOCH; NETO, 2009)
Fluido refrigerante
Aplicação Característica Composição
R-123
Somente como fluido refrigerante em centrífugas de baixa pressão, tanto para equipamentos novos como para substituição do R-11
Não deve ser usado para outra aplicação que não seja como fluido refrigerante. Alta
eficiência energética em equipamentos novos. Não
inflamável.
HCFC
R-124 Substitui o R-114, para
ambientes com alta temperatura de condensação
Capacidade de resfriamento 80% superior ao R-114.
Necessário avaliar detalhadamente o sistema.
Não inflamável.
HCFC
R-134a
Substitui o R-12, é utilizado em equipamentos novos, em
aplicações de média temperatura tais como freezers, centrífugas, ar condicionado automotivo e
todos os sistemas que utilizam o R-12.
Não inflamável. Não degrada a camada de ozônio. Utiliza óleo lubrificante poliéster em ar condicionado automotivo. Pressão de sucção similar ao R-12. Menor temperatura de
descarga
HFC
R-290 (Propano)
Refrigeração comercial para baixas temperaturas.
Inflamável. HC (C3H8)
R-401ª
Substitui o R-12, utilizado para refrigeração comercial e
doméstica para temperaturas de evaporação acima de -23°C
Pode trabalhar com óleo mineral. Redução no
consumo de energia e aumento de 10% da
capacidade de refrigeração. Redução na quantidade de fluido refrigerante utilizada em relação ao R-12 (cerca de 85% da carga original).
HCFC* (mistura)
R-401B
Substitui o R-12 e o R-500 para baixa temperatura e alta
capacidade, com temperatura de evaporação abaixo de -23°C
Pode trabalhar com óleo mineral. Redução no
consumo de energia e aumento de 15% da
capacidade de refrigeração. Redução na quantidade de fluido refrigerante utilizada em relação ao R-12 (cerca de 85% da carga original).
HCFC* (mistura)
R-402A Substitui o R-502 em refrigeração
comercial de baixa e média temperatura.
Pode trabalhar com óleo mineral. Pressão de sucção e temperatura de descarga
similares ao R-502. Aumento de 10% em média da
capacidade de refrigeração.
HCFC* (mistura)
R-402B Substitui o R-502 em máquinas
de gelo e self-contained.
Pode trabalhar com óleo mineral. Pressão de sucção
similar à do R-502. Tem temperatura de descarga
superior a do R-502. Aumenta de 5% em média
da capacidade de refrigeração.
HCFC* (mistura)
103
R-404A Novos equipamentos e substitui
R-502 em refrigeração comercial.
Utiliza óleo lubrificante poliéster. Menor temperatura de descarga em comparação
ao R-502. Pressão de sucção e capacidade de
refrigeração similares às do R-502.
HFC* (mistura)
R-407C Utilizado em novos equipamentos
e substitui o R-22 em ar condicionado e bombas de calor.
Utiliza óleo lubrificante poliéster. Mesma capacidade
de refrigeração do R-22. HFC* (mistura)
R-408A Substitui o R-502 para refrigeração comercial.
Pode trabalhar com óleo mineral. Mesma capacidade
de refrigeração do R-502. Temperatura de descarga
superior ao R-502. Redução na quantidade de fluido refrigerante utilizada em
relação ao R-12 (cerca de 85% da carga original).
HCFC* (mistura)
R-409A Substitui o R-12 em refrigeração
comercial e doméstica.
Pode trabalhar com óleo mineral. Redução no
consumo de energia e aumento da capacidade de refrigeração. Redução na
quantidade de fluido refrigerante utilizada em
relação ao R-12 (cerca de 85% da carga original).
HCFC* (mistura)
R-410A Utilizado somente em equipamentos novos.
Novos equipamentos desenvolvidos para o R-
410A possuem capacidade 60% superior aqueles que
utilizam o R-22. Menor temperatura de descarga em
relação ao R-22.
HFC* (mistura)
R-507 Utilizado em novos equipamentos
e substitui o R-502 em refrigeração comercial.
Trabalha na mesma faixa de temperatura que o R-502.
Possui rendimento similar ao R-502 com maior capacidade
de refrigeração.
HFC* (mistura azeotrópica)
R-508B
Utilizado em novos equipamentos e substitui o R-13 para
temperaturas extremamente baixas (-80°C no evaporador),
sistemas em cascata.
Menor temperatura de descarga do compressor.
Capacidade de resfriamento 30% maior se comparado ao
R-13.
HFC* (mistura azeotrópica)
R-600A Utilizado em refrigeração comercial e doméstica.
Inflamável. HC (C4H10)
R-717 (amônia)
Utilizado em refrigeração industrial e comercial.
Inflamável. Incompatibilidade com cobre. Baixo limite de
exposição (alto grau de toxicidade).
NH3
*Se ocorrer vazamento pode-se completar a carga do fluido refrigerante sem necessidade de troca completa.